拖拉机驾驶室试验台设计--机械系统设计

1、本科生毕业论文（设计）题 目: 拖拉机驾驶室试验台机械系统设计 姓 名: 学 院: 工学院 专 业: 农业机械化及其自动化 班 级: 农机91 学 号: 指导教师: 职称: 教授 2013 年 5 月 9 日南京农业大学教务处制18 目 录引言11.拖拉机驾驶室试验台研究11.1国内外关于ROPS的研究现状11.2拖拉机试验台的实验要求21.3技术路线（如图1）32.试验台的总体设计32.1拖拉机驾驶室试验台的总体设计32.2机械系统方案设计43.拖拉机和拖拉机驾驶室固定系统设计53.1设计方案53.2电动机的选择53.2.1动力学参数计算53.3蜗杆传动的设计计算63.3.1蜗杆与蜗轮的主要

2、参数和几何尺寸73.4轴的设计计算83.4.1输入轴的设计计算83.4.2输出轴的设计计算83.5确定轴上键的尺寸94.加载位置调整设计104.1设计方案104.2加载装置的水平方向位移的螺旋传动设计114.2.1根据耐磨性计算螺纹参数114.2.3自锁性验算124.2.4螺杆强度计算124.2.5螺母螺纹强度验算124.2.6螺杆的稳定性验算124.3加载装置竖直方向位移的螺旋传动设计134.3.1根据耐磨性计算螺纹参数134.3.2自锁性验算144.3.3螺杆强度计算144.3.4螺母螺纹强度验算144.3.5螺杆的稳定性验算15总结16致谢17参考文献17拖拉机驾驶室试验台机械系统设计农

3、业机械化及其自动化专业学生 指导教师 摘要：现有的拖拉机驾驶室试验台的设计中，对于被试拖拉机的定位采用固定平台支撑，在试验过程中拖拉机需要多次转向定位，给整个试验带来了不便、且试验耗时长。因此，考虑采用旋转平台设计，提高试验效率。本设计通过蜗轮蜗杆传动设计实现旋转平台的转动，对试验过程中的液压装置的上下左右移动设计了丝杠传动，并给出了这些传动构件进行了尺寸、结构等。为拖拉机驾驶室试验台的设计提高了机械传动方面的设计参数。关键词：试验台；旋转平台；机械传动；The design of tractor cab test stand mechanical systemsStudent majorin

4、g in Agricultural mechanization and its automation Abstract：Existing test rig of the tractor cab design, for the positioning of the tractor was fixed platform support, during the test tractor requires multiple steering positioning the inconvenient to the entire test, and the test time-consuming. The

5、refore, considering the rotating platform design, improve test efficiency. The design through a worm gear drive design to achieve the rotation of the rotating platform, the design of the screw drive, and gives the transmission member such as the size, structure move around on the top and bottom of t

6、he hydraulic apparatus in the testing process. Mechanical transmission design parameters for the design of the tractor cab test stand.Key words: test-bed；Rotating; Mechanical transmission;引言安全驾驶室设计的核心是确保安全空间,其强度特性是在保证安全空间的基础上,保证结构完整性的同时,允许结构塑性变形。当车辆发生翻车等意外事故时,冲击能量通过驾驶室结构的变形吸能和耗散,在一定的变形模式下,车辆应能承受较大的撞

7、击载荷,最大限度地吸收能量,使结构变形向有利于保护驾驶员空间的方向发展,把传递给驾驶员的碰撞能量降低到最小。若变形侵入驾驶员容身空间,则必危及到驾驶员生命1。拖拉机是一种用来拖拉，牵引其他不能自行移动设备的装备。一般来说，它是一种用来拖拽其他车辆或设备的车辆。用于牵引和驱动作业机械完成各项移动式作业的自走式动力机。也可做固定作业动力。由发动机、传动、行走、转向、液压悬挂、动力输出、电器仪表、驾驶操纵及牵引等系统或装置组成。发动机动力经传动系统传给驱动轮，使拖拉机行驶。1.拖拉机驾驶室试验台研究1.1国内外关于ROPS的研究现状 国外大量统计资料表明，在农业作业中，由于拖拉机翻车而造成的人身伤亡

8、事故约占农机总伤亡事故的70%。由翻车引起伤亡的主要原因，一是没有牢固的安全架装置，受到撞击后，驾驶员必需的容身空间受到侵犯，引起窒息性伤亡；二是没有吸收冲击能量的装置，使翻车后往往产生连续滚翻，人员受到冲撞使伤害严重2。轮式拖拉机驾驶室在发生翻车事故时，受到巨大的冲击载荷，结构往往产生很大的变形，对驾驶员的生命安全构成威胁，为此，驾驶室的安全强度引起人们的极大关注。国际、国内都制定了一些轮式拖拉机驾驶室安全强度的试验标准和验收条件，一些欧洲国家还立法规定:新的拖拉机必须安装经过批准的安全驾驶室3。驾驶室保护装置起到保护驾驶员的基本机理是：在发生落物事故时，保护驾驶员不被下落物体击中；在发生翻

9、车事故时，遇到较软的地面保护结构能够扎入地面并支撑机器的自重、遇到硬地面时保护结构能发生塑性变形吸收冲击能量，并能承受一定的载荷，同时能留给驾驶员一定的生存空间4。一个安全的驾驶室结构要求当拖拉机发生翻车等意外事故时，能够抵抗撞击和压力载荷，保证驾驶员的容身空间不受侵犯，同时应允许结构有一定的屈服变形，以吸收外部的撞击能量，这就是其安全强度准则。为了在翻车事故中保障司机的生命安全，当前最有效的方法是在工程车辆上加装翻车保护结构（Roll-over protective structure，简称 ROPS 5 ）。翻车保护结构具有一系列的结构件，它的作用是当工程车辆翻车时，减小挤伤系安全带坐着的

10、司机的可能性。在国际上，工程车辆驾驶室保护结构的出现可以追溯到1976年，1972年CIMTC提出了评价FOPS性能的实验室静态检测方法和挠曲极限量(简称DLV 6)的定义，从而使FOPS有了统一的试验规范。我国在1984 年曾对 ROPS 模型试验进行过初步的探讨，但研究工作未深入开展7。此后，科研人员在 ROPS 计算方法和实验室试验方面做了大量的工作。经历了由塑性极限分析8，弹性极限分析9；考虑能量吸收性能的增量变刚度法计算的研究10；到推导了弹性、弹塑性阶段 ROPS/FOPS 变形的计算公式11,12；提出采用非对称弯曲梁的弹性和塑性极限强度理论分析方法13的发展过程。随着非线性理论

11、研究的不断深入和计算机仿真技术的日趋成熟，应用非线性有限元方法对 ROPS 性能进行模拟分析，已经成为 ROPS 设计计算的主流。1.2拖拉机试验台的实验要求为了保证拖拉机驾驶员的安全，拖拉机驾驶室必须要有足够的强度和刚度，能够承受来自各个方向的载荷和冲击，而拖拉机又不会产生较大的变形，以此来保证拖拉机驾驶员的人身安全。以此我们要对拖拉机驾驶室进行加载试验。目前我们国家已经有相关的研究人员对此进行了研究设计。结合国内外关于拖拉机ROPS的研究，拖拉机试验台主要是对拖拉机进行以下实验：1. 动载试验项目和顺序（与静载试验任选）(1) 对前轮承受无配重重量小于50的拖拉机按下列顺序试验：a. 后撞

12、击试验b后压垮试验c前撞击试验d. 侧撞击试验e. 前压垮试验对于单立柱和双立柱防护装置：a 后撞击试验b 压垮试验c 侧撞击试验(2) 对前轮承受无配重重量等于或大于50的拖拉机则按下列顺序试验：a 前撞击试验b 侧撞击试验c. 后压垮试验d 前压垮试验对于单立柱和双立柱防护装置a. 前撞击试验b 侧撞击试验c. 压垮试验 静载试验项目和顺序（与动载试验任选）a. 纵向加载试验b 第一次压垮试验c 侧向加载试验d 第二次压垮试验e 第二次纵向加载试验对于单立柱和双立柱防护装置纵向加载试验b 压垮试验c 侧向加载试验1.3技术路线（如图1） 图12.试验台的总体设计 2.1拖拉机驾驶室试验台的

13、总体设计拖拉机驾驶室试验台的设计主要由总体设计、机械系统设计、液压系统设计、电气控制系统设计四部分组成（如图2）。机架主要用于对实验装置的安装定位，液压加载部分主要用来提供加载实验的动力源，电气控制部分用于试验全程控制、使试验数据得到显示、处理、打印，机械部分则主要用于对拖拉机驾驶室加载点位置的控制。支架电气控制柜液压传动旋转平台丝杠传动 图2设计内容：总体设计：试验台的整体尺寸、结构组成以及确定试验台的试验范围；液压系统：加载油缸运动的液压回路的设计；电气系统：对液压系统中电磁阀的开启关闭的控制； 机械系统：试验台的旋转底盘、加载试验时使液压缸的移动的丝杠传动。试验台的工作原理（如图3）试验

14、装置应由机械部分、液压系统和电气控制系统组成。 通过IPC-PLC控制液压泵推动加载油缸实施加载，试验时，压力传感器、位移传感器将加载力和位移量通过A/D数模转换器传递到IPC工控机上，再由工控机对试验结果进行显示、判断处理后对PLC发出指令，从而实时控制加载力的大小，对整个试验过程进行闭环控制。对于一般拖拉机的试验顺序（前轮承受无配重重量小于50的拖拉机）：a. 后撞击试验b后压垮试验c前撞击试验d. 侧撞击试验e. 前压垮试验图3试验台适用限制：适用M=（8005000）KG,后轮最小轮距不小于1150mm的农林轮式拖拉机。2.2机械系统方案设计由于传统的设计对于拖拉机驾驶室加载前的定位都

15、比较繁琐，本次设计主要对拖拉机驾驶室试验台的定位进行改善和创新(如图4）。图43.拖拉机和拖拉机驾驶室固定系统设计3.1设计方案传统的设计是先选定拖拉机试验时的位置，选定后将拖拉机的轮毂拆下，再将其固定在底座上，当需要拖拉机转向时，就需要重复上面的步骤。这样的方法在操作时有很大的不便，也给试验人员加大了工作量。本次设计将会针对拖拉机的定位和转向进行重点的设计和改进。旋转底座的设计方案：本次设计将在实验室里设置一个底座，拖拉机驾驶室放置在底座上，底座下设计安装一个蜗轮蜗杆机构，底座可以在蜗轮蜗杆机构的带动下进行水平方向的360°旋转，当拖拉机驾驶室一个方向的实验结束后，可以通过蜗轮蜗杆

16、的运动使得底座旋转一定的角度，从而使得拖拉机驾驶室旋转一定的角度，这样可以便于对拖拉机驾驶室的四个不同方向进行加载实验。蜗杆传动是用来传递空间交错轴之间的运动和动力的。最常用的是轴交角=90°的减速传动。蜗杆传动能得到很大的单级传动比在传递动力时传动比一般为580常用1550在分度机构中传动比可达300若只传递运动传动比可达1000。蜗轮蜗杆传动工作平稳无噪音。且因为蜗杆反行程能自锁，这就可以避免拖拉机定位后继续产生偏移量。3.2电动机的选择拟定蜗轮蜗杆的传动比i蜗轮蜗杆=100；v=0.15m/s。由于要实现蜗轮蜗杆的自锁，应选用单头蜗杆。由于本设计对蜗轮蜗杆的转速无要求，蜗轮蜗杆

17、只用来带动底座的旋转。因此选择电动机的最低转速，即n电动机=750r/min。 总=联轴器×2轴承×蜗轮蜗杆=0.99×0.992×0.45=0.437； 电动机功率：P电机=FV/1000/总=6000×0.15/1000/0.437=2.06KW 其主要性能：额定功率3KW，满载转速750 r/min，40N·m。 总传动比：i总= i蜗轮蜗杆=100。3.2.1动力学参数计算n0= n电动机=750r/min n蜗杆= n0=750r/min n2= n1/ i蜗轮蜗杆=750/100=7.5r/min 计算各轴的功率P0= P

18、电机=2.06KWP蜗杆= P0×联轴器=2.06×0.99=2.04KWP2= P蜗杆×轴承×蜗杆=2.04×0.99×0.45=0.909KW计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×2.06/750=26.23 N·m T蜗杆=9.55×106P2/n蜗杆=9.55×106×2.04/750=25.98N·mT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×0.909/7.5=1157.46N&#

19、183;m3.3蜗杆传动的设计计算 选择蜗杆的传动类型：根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆。 选择材料由失效形式知道由蜗杆涡轮的材料不仅要求由足够的强度，更重要的是要有良好的磨合，减磨性、耐磨性和抗胶合能力等。蜗杆一般用碳钢或合金钢制成，一般不太重要的低速中载的蜗杆，可采用40、45钢，并经调质处理。高速重载蜗杆常用15Cr或20Cr、20CrMnTi等，并经渗碳淬火。由于本次设计所用的蜗轮蜗杆只需承受较大载荷，不需高速运转，精度不需太高，因此蜗杆的材料就选用45钢。蜗轮材料一般采用铸造锡青铜，铸造铝铁青铜和灰铸铁等。锡青铜耐磨型最好但价格最高，用于滑动速度大于3m/s的重要

20、传动；铝青铜的耐磨性较锡青铜差一些，但价格便宜，一般用于滑动速度小于4m/s的传动；而灰铸铁一般用于滑动速度不高，对效率要求也不高的场合。因此本次设计蜗轮材料选择灰铸铁。 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度 。由濮良贵、纪名刚等主编的机械设计教材（下面简称机械设计教材）P245式（11-12），传动中心距： 确定作用在蜗杆上的转矩T2按Z1=1，估取效率=0.45，则T2=9.55×106P2/n2=1157.46 N·m 确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击，故由机械设计教材P253取载荷分布不均匀系数

21、K=1;由机械设计教材P253表11-5选取使用系数KA=1.0，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1.05；则由机械设计教材P252K=KAKKv=1.0×1×1.05=1.05 确定弹性影响系数ZE因选用的是灰铸铁蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2 确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.45从机械设计教材P253图11-18中可查ZP=2.7 确定许用接触应力h根据蜗轮材料为灰铸铁，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计教材P254表11-7查得蜗轮的基本许用应力h=140 MPa，由机械设计教材P2

22、54应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×7.5×365×24×10=39420000寿命系数KHN=0.84则h= KHN×h=0.84×140=117.6MPa 计算中心距a=400mm,因i=100,故从机械设计教材P254表11-2中取模数m=8mm.蜗杆分度圆直径d1=80mm,这时d1/a=0.2,从机械设计教材P253，图11-18中可查得接触系数ZP=2.7,因为ZP=ZP，因此以上计算结果可用。3.3.1蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸蜗杆 轴向齿距Pa=m=3.14×8=25.12mm;直径系

23、数q=10; 齿顶圆直径da1=d1+2ham=80+2×1×8=86mm 齿根圆直径df1=d1-2(ham+c)=63.5mm 分度圆导程角=3°1310 蜗杆轴向齿厚Sa=m/2=3.14×8/2=12.56mm 蜗轮 蜗轮齿数100；变位系数X2=+0.2937mm; 蜗轮分度圆直径d2=mz2=8×100=800mm 蜗轮齿顶圆直径da2=d2+2ham=800+2×1×8=816mm 蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=799.5mm 校核齿根弯曲疲劳强度F =当量齿数根据X2=+0.2937，ZV2=100.

24、5,从机械设计教材P255图11-19中可查得齿形系数YFa2=2.11螺旋角系数从机械设计教材P255知许用弯曲应力F= F·KFN从机械设计教材P256表11-8查得灰铸铁HT200制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=48MPa。由机械设计教材P255寿命系数F=48×0.665=31.92MPa=36 MPa 验算效率=（0.950.96）=0.4750.48已知=3.22°，；与相对滑动速度VS有关。由机械设计教材P264寿命表11-18中插值法查得=0.055；3.15°代入式中得=0.48，大于原估计值，因此不用重算。3.4轴的设计计算3.4.1

25、输入轴的设计计算按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据机械设计教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=120；考虑轴上有键槽，且要传递较大载荷，取d=60mm。输入轴的结构设计（如图5）图5 轴上的零件的定位，固定和装配本次设计中将蜗杆轴蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 确定轴各段直径和长度段：安装联轴器，选择凸缘联轴器，型号为YL5，查表的联轴器的轴孔直径为30mm，从动端轴孔长度为44mm,则直径d1=60mm；长度L1=60mm；段及段，安装轴承：初选用7015C型角接触球轴承，其内径为65mm，宽度为7mm，因此、直

26、径d2=d6=50mm；采用轴肩定位；故长度L2=L6=5mm；段及段，用于轴承的轴向定位，根据教材P364，轴肩的高度h=(0.070.1)d,d为与零件相配处的轴的直径，取h=0.08d,则h=0.08×65=5.2,所以d3=d5=75.4mm；段为蜗杆部分，轴径d4=86mm,根据教材P250表11-4，蜗轮段b1(80.06z2)m=（8+0.06×100）×8=112，则取b1=120，即L4=120mm。3.4.2输出轴的设计计算 输出轴的机构设计（如图6）图6段及段：安装轴承，初步选用7020C型角接触球轴承，其内径为100mm，宽度为13mm；故

27、轴径d1=d7=100mm，长度为L1=L7=11mm；段及段，用于轴承的轴向定位，根据教材P364，轴肩的高度h=(0.070.1)d,d为与零件相配处的轴的直径，取h=0.08d,则h=0.08×100=8,所以d2=d5=116mm；长度为L1=40mm；段安装蜗轮，蜗轮用通过键连接实现周向定位，通过轴肩实现轴向定位，轴径d4=140mm，根据教材P250表11-4，B0.75da1=0.75×86=64.5,取B=80mm,则L4=78mm。段用于蜗轮的轴向定位，根据教材P364，取轴肩的高度h=10,则d3=150,L3=10mm。3.5确定轴上键的尺寸选用普通平

28、键作为本次设计的键连接。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。蜗轮上的键：由于d4=140，由教材P106查得，b×h=32×18；L=70mm3.6确定联轴器的尺寸本次设计选用凸缘联轴器。按照轴上的最大转矩作为计算转矩Tca。计算转矩按下式计算： Tca=KATKA为工作情况系数，由教材P351，表14-1得，KA=1.5；T=1157则 Tca=1.5×1157=1735.5型号选择从GB 4323-84中查得GY8型弹性套柱销联轴器的许用转矩为3150 N·M，许用最大转速为4800r/min，轴径为6070之间，故合用。旋转底座的

29、设计（如图7，图8）图7图84.加载位置调整设计4.1设计方案在拖拉机的试验台的设计中，由于试验台应当能够满足对于多种型号的拖拉机的实验需求。因此应当设计一个机构，使得液压加载装置可以上下移动，液压缸可以左右移动。初步设计用螺旋机构来实现这一功能。螺旋传动按其用途不同，可分为传力螺旋，传导螺旋和调整螺旋。传力螺旋以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用以克服工件阻力，如各种起重或加压装置的螺旋。这种传力螺旋主要是承受很大的轴向力，一般为间歇性工作，每次的工作时间较短，工作速度也不高，而且通常有自锁能力。传导螺旋以传递运动为主，有时也承受较大的轴向载荷，如机床进给机构的螺旋等。传导

30、螺旋常需在较长时间内连续工作，工作速度较高，因此要求具有较高的传动精度。调整螺旋常用以调整、固定零件的相对位置，如机床、仪器及测试装置中的微调机构的螺旋。调整螺旋不经常转动，一般在空载下调整。螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，可分为滑动螺旋、滚动螺旋和静压螺旋。滑动螺旋机构简单便于制造，易于自锁，但其主要缺点是摩擦阻力大，传动效率地，磨损快，传动精度低等。相反，滚动螺旋和静压螺旋的摩擦阻力小，传动效率高，但结构复杂，特别是静压螺旋还需要供油系统。因此，只有在高精度、高效率的重要传动中才宜使用，如数控、精密机床、测试装置或自动控制系统中的螺旋传动等。综上所述，本次设计中的螺旋机构属于传力螺旋以及

31、滑动螺旋。滑动螺旋的的结构主要是指螺杆、螺母的固定和支承的结构形式。螺旋传动的工作刚度与精度等和支承结构有直接关系。本次设计中的螺旋机构属于加压装置的传导螺旋（丝杠），要进行双向传动，为了消除轴向间隙和补偿旋合螺纹的磨损，避免反向传动时的空行程，因此采用组合螺母。滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。其中梯形和锯齿形应用最广。螺杆常用右旋螺纹，只用在一些特殊场合才会使用左旋螺纹。本次设计要求自锁，因此使用单线梯形螺纹。螺杆和螺母的材料选择螺杆材料要有足够的强度和耐磨性。螺母材料除要求有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。在本次设计中因为要求螺杆要承受重载，要有足够的耐

32、磨性，因此螺杆材料选用40Cr。螺母则选用耐磨性好，强度高，适用于重载、低速场合的铸铝青铜。滑动螺旋传动的设计计算拖拉机试验台的整体尺寸中，试验台的高度为4500mm，而液压装置在垂直方向移动范围为1400mm4500mm，所以在竖直方向的螺旋机构中，螺杆的长度为3100mm，在水平方向的螺旋机构中，螺杆的长度为2500mm。4.2加载装置的水平方向位移的螺旋传动设计4.2.1根据耐磨性计算螺纹参数滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态有关。螺纹工作面上的耐磨性条件为 即，对于梯形螺纹h=0.5P，因此F=100KNp为材料的许用压力，其值由教材P97表5-1

33、2查得，p=1825MPa，取p=20MPa。值一般取1.23.5，取=1.4则按国家标准选取相应的公称直径d=48mm；螺距P=8，d2=44，D4=49, d3=39，D1=40的梯形螺纹，中等精度。螺母高度 H=d2=3×44=132；螺纹圈数 n=H/P=132/8=16.54.2.3自锁性验算由于是单头螺纹，导程S=P=8mm，故螺纹升角为 由教材P97表5-11查得f=0.080.10 取f=0.09，得 ，故自锁可靠。4.2.4螺杆强度计算螺纹摩擦力矩代入公式 4.2.5螺母螺纹强度验算因为螺母材料强度低于螺杆，故只验算螺母螺纹强度即可。牙根宽度b=0.65P=0.65

34、×8=5.2mm。基本牙型高H1=0.5P=0.5×8=4mm。 代入式中 4.2.6螺杆的稳定性验算螺杆的最大工作长度为l=2500mm；由教材表5-14，查得螺杆的长度系数=0.5，则因为40，因此可以不必进行稳定性校核。水平位移机构的设计（如图9，图10）图9图10因此选择的螺旋传动：公称直径d=48mm；螺距P=8，d2=44，D4=49, d3=39，D1=40的梯形螺纹，符合传动要求。4.3加载装置竖直方向位移的螺旋传动设计4.3.1根据耐磨性计算螺纹参数滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态有关。螺纹工作面上的耐磨性条件为 即

35、，对于梯形螺纹h=0.5P，因此F=150KNp为材料的许用压力，其值由教材P97表5-12查得，p=1825MPa，取p=20MPa。值一般取1.23.5，取=1.4则按国家标准选取相应的公称直径d=60mm；螺距P=14，d2=53，D4=62,d3=44，D1=46的梯形螺纹，中等精度。螺母高度 H=d2=3×53=159；螺纹圈数 n=H/P=159/14=11.44.3.2自锁性验算由于是单头螺纹，导程S=P=14mm，故螺纹升角为 由教材P97表5-11查得f=0.080.10 取f=0.09，得 ，故自锁可靠。4.3.3螺杆强度计算螺纹摩擦力矩代入公式 4.3.4螺母螺

36、纹强度验算因为螺母材料强度低于螺杆，故只验算螺母螺纹强度即可。牙根宽度b=0.65P=0.65×14=9.1mm。基本牙型高H1=0.5P=0.5×14=7mm。 代入式中 4.3.5螺杆的稳定性验算螺杆的最大工作长度为l=3100mm；由教材表5-14，查得螺杆的长度系数=0.5，则因为40，因此可以不必进行稳定性校核。竖直方向的位移机构（如图11，图12）图11图12因此选择的螺旋传动：公称直径d=60mm；螺距P=14，d2=53，D4=62,d3=44，D1=46的梯形螺纹，符合传动要求。两个传动的组合如图13。图13总结在实验台的机械系统设计中，主要包括拖拉机和拖

37、拉机驾驶室固定系统设计和加载位置调整系统设计。在拖拉机和拖拉机驾驶室固定系统设计中，我本来想通过最普通的圆柱齿轮传动来实现底座的旋转，因为圆柱齿轮传动的精度高，而且传动比较稳定，但是考虑到电动机的放置以及底座的整个高度不宜太高，因此选择用蜗轮蜗杆来实现这一功能。加载位置调整系统设计主要是实现加载位置的改变，满足多种型号的拖拉机的实验要求，在该系统设计中，最理想的方法应当就是螺旋传动，因为螺旋传动不但能实现位移还有自锁功能。但是因为试验台的加载力较大，因此螺旋传动必须具备足够的强度。考虑到水平加载装置是一端铰接在机架上，而水平加载装置本身也较重，因此加载装置的另一端增加辅助装置，使得加载装置能够始终处于水平位置。本次设计将使用一个动滑轮，一根钢绳，一个吊钩来实现这一功能。吊钩挂在滑轮上，滑轮通过钢绳与机架连接，钢绳的一端接在滑轮上，另一端接在机架上。以此来保证水平加载装置始终处于水平位置，同时也增加了装置的安全性能。在整个拖拉机驾驶室试验台机械系统的设计中，由于传统的设计在实验过程中有很多不便之处，而本次设计只解决了其中一部分问题，还有很多可以改进的地方，但是由于知识的局限性，有些问题还是没有找到解决方法，对此我感到很惭愧，同时也激励我更加努力的学习。致谢历时三个月的毕业设计已经初步完成。在这次的毕业设计中，我学到了很多，可以说是对我大学四年知识学