王振峰设计说明书(履带式行走底盘)

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1引言 1\o"CurrentDocument"目的、意义 1\o"CurrentDocument"履带式行走底盘设计的国内外发展状况 2国外的研究与发展 2国内的研究与发展 4\o"CurrentDocument"主要设计内容与关键技术 4\o"CurrentDocument"2技术任务书(JR) 5\o"CurrentDocument"总体设计依据 5设计要求 5\o"CurrentDocument"产品的用途 5\o"CurrentDocument"产品的主要技术指标与主要技术参数 5主要技术指标 5\o"CurrentDocument"考虑到的若干方案的比较 6\o"CurrentDocument"设计的关键问题及其解决方法 7\o"CurrentDocument"3设计计算说明书(SS) 7\o"CurrentDocument"结构方案分析与确定 7履带式与轮式底盘的比较 7结构方案的确定 8\o"CurrentDocument"履带式行走底盘总体的设计 8结构组成及其工作原理 8主要技术参数 9\o"CurrentDocument"履带车辆性能计算 10牵引性能计算 10转向最大驱动力矩的分析与计算 13传动装置的设计与计算 19\o"CurrentDocument"张紧装置的设计与计算 23张紧装置结构及其工作原理 23弹簧类别的设计与计算 23\o"CurrentDocument"液压系统的设计 25液压系统及其动力计算 26主要液压元件选型 29\o"CurrentDocument"4使用说明书(SM) 32\o"CurrentDocument"产品适用范围及特点 33\o"CurrentDocument"型号说明 33\o"CurrentDocument"5试验研究大纲(SG) 33\o"CurrentDocument"6总结 40参考文献 42致谢 44N402—1300型农用拖拉机履带底盘的设计1引言目的、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118.4kW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96.2kW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,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。履带式行走底盘设计的国内外发展状况国外的研究与发展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.VonBar2gen,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13970kg,履带宽635mm,10个前进挡。四轮驱动拖拉机质量与之近似,为13010kg,12个前进挡。两者均为动力换挡，实验时的最高限速均为10.5km/h1993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5cm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(SilsoeResearchInstitute)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(Al2bertaFarmMachineryResearchCentre)ReedTurner研究了在四轮驱动Case2IH9250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Challenger65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CATSA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ShigeoAwazu、YoshiakiKimura、ShunichiShibasaki、KunihikoUchida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NobutakaIto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。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3t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。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；履带车辆相关性能的计算和确定；张紧装置的设计与计算；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）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。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。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。产品的主要技术指标与主要技术参数主要技术指标

表1N402-1300型主要技术指标表序号项目单位参数1整机重量kg30002型号N402农用机械地盘3行走速度km/h2-54爬坡能力x0<200左右5接地比压kpa0.31486驱动轮动力半径mm约2287发动机的功率马力40左右8履带高度mm4689底盘轴距mm150010底盘轨距mm130011履带板宽mm35312底盘高度mm6382.4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）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。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。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。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。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

2341-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。主要技术参数

表2N402-1300型主要技术参数表序号项目单位参数1整机重量kg30002型号N402农用机械地盘3行走速度km/h2-54爬坡能力x0<200左右5接地比压kpa0.31486驱动轮动力半径mm约2287发动机的功率马力40左右8履带高度mm4689底盘轴距mm150010底盘轨距mm130011履带板宽mm35312底盘高度mm6383.3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。q履带机械P=叫乙Jc kgf （3—1）qrdq式中:M——发动机转矩kgf；ei——各档总传动比；乙耳 各档总传动效率；cr 驱动轮动力半径m；dq耳 履带驱动段半径效率，计算时一般去取耳=0.95。qq(G =2Lbq;G=1.5P;P=(1.1-1.2)P。smax op smax TNTNT式中：G——最大使用重量；smaxL——履带接地长度；ob 履带板宽度；q 一般为0.35〜0.5kgf/cm2；pP——额定牵引力；TNP——牵引力。T根据(2)中的活动阻力P，经计算即可得P)fq经计算后得结果P=24.45KN.q履带式机械的活动阻力Pf3—2)P=fGkgf3—2)fs式中:G——使用重量(kgf)；sf——履带式一般取0.1。经计算后得结果P=3.45KNf行驶速度vnrTOC\o"1-5"\h\z理论速度v=0.377亠qkm/h (3—3)1 i实际速度v=v(1-6)km/h (3—4)l式中：n——发动机转速；er——驱动轮动力半径；dq驱动轮轮滑转率(履带式一般取0.07)。经计算后得结果v=(2.5~5)km/h履带式机械的牵引效率耳T=nnnn=nnnncfoq3—4)各档的总传动效率；n——滚动效率；fn——滑转效率o履带驱动带效率(一般取0.95)。经计算后得结果n=0.65T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屮o大于等于各阻力之和。)P二屮G (3—5)屮o o屮式中：屮乂一一一般取0.75；oG——取3000千克。屮经计算后得结果P广25.875KN(符合要求)屮o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)。

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/BW1.6,。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，01、02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的数值，作如下两点假设：（1）机体质量平均分配在两条r履带上，且单位履带长度上的负荷为：3—6）G3—6）q=2L式中：G-车身总质量（kg）；L-履带接地长度（m）。经过计算：2L30002经过计算：2L30002x1500=1000（kg）.形成转向阻力矩M卩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OO，移动距离为X。120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:+xo|Uqxd+xo|UqxdPl 、+J2-xoMqxdo x丿3—7)经查表计算:式中：卩-转向阻力系数。经查表计算:R=045R=045R0.85+0.15-B

B—履带轨距。）式中：卩-B—履带轨距。）max将式（3—6）代入上式积分得并简化得：M厂竽（3—8）即:M七=°45%3000決出=506.25N.m卩43）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>-和0<R<B分别考虑。221）当转向半径RB,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2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)MF=F3—9)MF=F+牡q2 f2BM2）当转向半径0<R<f，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：M3—10)F=F+亠

q2 f2B3—10)MF=—F—亠

q1 f1 B式中:F,F—分别为内侧前进阻力和驱动力；f1f1F,F—分别为外侧前进阻力和驱动力。f2q2考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力

为：Ff1=Ff2=2Gf3—11)式中:f—履带滚动阻力系数(即Ff1=为：Ff1=Ff2=2Gf3—11)式中:f—履带滚动阻力系数(即Ff1=Ff2=2Gf=1725N)转向时的最大驱动力矩为：M=maxF,Fxrmax q1q2式中：r—驱动轮节圆直径。大半径区R〉B转向行驶时主动轮上的力:3—12)F=GXq1 2小半径区0<R<f转向行驶时主动轮上的力:3—13)Fq1=L=B转向时的最大驱动力矩为：式中：九一转向比，九M=maxF,FXrmax q1q2经过以上介绍及公式计算得：M=506.25N.m；分别计算转向半径R〉f和0<R<f的情况:得到：M=FXr=817N.m.maxq2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M=FXr=817N.m 所得结果相同。max q2

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表示为接地长度，单位m，h表示履带的高度，单位m，G表示机器整机重量，00单位为t。则有经验公式知：L沁1.073.G=1.07x33=1.5432m取L二1500mm00LuL+0.35h=1500+0.35x468=1663.8mm000u1.2〜1.4 即Bu1200mmB—u0.18~0.22L—u0.18~0.22L0即bu216mm履带节距t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0数值，以降低履带高度。根据节距与整机重量的关系：=（15〜17.5）町G,其中t的单位为mm,G的单位为kg.00t=（15~17.5）VGu110mm（说明：此处的驱动轮方面在驱动轮计算部分再详细说0明。）令L'表示履带全长则L'u2L023x则L'u2L0+2A=2x1500+2__+0.55x110+40=4365.5mm2根据计算的与实际的资料：选型号为230x48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2000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d-P-48-352.9沁353mm.180o0.136smz齿顶圆直径d -d+1.25p-d—352.9+1.25x48一24-388.9沁389mmamax r齿根圆直径(16)(16)d-d+1-•p-d-353+1-•x48-24-373.6«374mmamin ( Z丿 r ( 23丿d-(374~389)mm,根据相关数据取d-380mmaa分度圆弦高d-d-d-353-24-329mmfr(08\(08\h -0.625+•p-0.5d-0.25+' x48-0.5x24-19.669沁20mmamax ( Z丿 r ( 23丿h-0.5(p-d)-0.5x(48-24)-12mmamin rh-(12~20hm,根据相关数据取h-13.5mmaa最大齿根距离L奇数齿)-dcos 一d-328mmx z r齿侧凸缘180od<pcot 一1.04h一0.76-323.6沁324mm。gzb.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。齿面圆弧半径齿沟圆弧半径齿沟角图7驱动轮图remax=0.008d(z2+180)rrimaxmin=0.505d+0.0693：dremin=0.12d(z+2)

rrimin=0.505dr=120-巴za =140-900max z则根据相关数据得：齿面圆弧半径齿面圆弧半径r =0.008dz2emax r

+18°)=136.128mmr =0.12d(z+2)=72mmTOC\o"1-5"\h\zemin r齿沟圆弧半径r=(72~136.128)mme齿沟圆弧半径r =0.505d+0.069vd=12.319mmimax r rr =0.505d=12.12mmimin rr=(12.12~12.319)mmi齿沟角a =140omax-900=139.090z900a=120- =116.09。。minz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：持一定的张紧状态，从而使履带张紧导向轮导向。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（60SiM）即可。2n运用公式求得隔振弹簧的刚度：YK=丄mw2 （3一14）z2式中：z隔振系统频率比；m 振动质体总重量（kg）；取m=50kg；① 振动频率。由xnK=2000x3」4=209rads

30 30贝M弋入公式工K=—mo2= 1 x50x2092=1.37x105~2.24x105N/z2 32〜42 /m则通过计算知弹簧的刚度为4.5x104N］。按工作的载荷进行计算时,许用应力应适当取低，取LL3.0x108Pa，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：4C-1 0.615K= +\o"CurrentDocument"4C-4 C式中：C 旋绕比（当材料直径d二2.5~6.0mm时，C一般取4〜9）3—15)试取旋绕比C=6，则“ 4C-1 0.615K= + =1.25254C-4 C根据公式求得材料的直径：d.6 'KCFd=1.6xu*p3—16)式中：K——曲度系数；（K二1.2525）C——旋绕比；（C二6）F——弹簧的工作载荷（N）；（F二400N）u 许用切应力（Pa）。（LL3.0x108Pa）p计算得弹簧丝直径：\kcfd=1.6x--C-=0.005m*p根据公式：GDn=8C4K3—17)式中：G 切变模量（Mp）；（G=8x1010Pa）D 弹簧中径（mm）。（D二42mm）计算得弹簧有效圈数根据标准取n二7.2n=7选择冷卷压缩弹簧YII,两端圈并紧并磨平，取n=2.52则总圈数n=n+n=0.512根据公式:P=d+—+6=(0.28〜0.5)D (3—18)n1式中：d 弹簧材料直径(mm)。计算得节距P=0.01176〜0.021，选择P=0.012m=12mm间距6=P—d=7mm根据公式：H=Pn+2d0计算得自由高度H=0.094m0根据标准选取H=95mm0压缩弹簧高径比b=*=2.26压缩弹簧工作高度H=H—九=94.3mn0压缩弹簧压并高度H=nd=9.5x0.005=0.0475mb1螺旋角Pa沁arctan(——)=5.20兀D弹簧材料的展开长度LumDn=1.12m1经计算可知：b<5.3,满足稳定性的要求。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。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。先是定量烈变量马达阶段，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。

II迪图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：采用后轮驱动方式，取被驱动轮阻力矩为g工作载荷力矩。工作载荷力矩的确定起动阶段的工作载荷力矩M为g1M二fxWxr (3—19)g11式中：f——滑动摩擦系数；(f=0.5)11W——机具质量取；(W=14700N),R——驱动轮节圆半径.(r=0.174m)则经计算：M=1277.8N.mg1正常行驶阶段的工作载荷力矩M为g2M=fXWXr (3—20)g22式中：f——滚动阻力系数，取f=0.11。22则经计算：M=281.1N.mg2转向阶段的工作载荷力矩M由粘性转向阻力矩M确定:g3 MM=mxWx- (3—21)M4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.mM轴颈摩擦力矩fM和惯性力矩Mi很难实测，按工作负载的1%计算。载荷力矩液压马达载荷转矩M:考虑马达机械效率耳(取0.99)和转速比i时，液压马达mm载转矩M=Mxqxi (3—22)mm起动阶段液压马达载荷力矩M；包含工作负载力矩M；轴颈摩擦力矩和惯性力矩。1 g1M=1.02 M=1303.356N.m1 g1起动阶段液压马达载荷转矩M：m1M=1316.52N.mm1正常行驶阶段马达载荷力矩M2：包含工作负载Mg2、轴颈摩擦力矩。M=M=1.01N.mM=283.91N.mg2正常行驶阶段液压马达载荷转矩M：m2M=286.8N.mm2减速制动阶段马达载荷力矩M：包含工作负载M、轴颈摩擦力矩和惯性力矩。3 g2M=M=281N.m3g2减速制动阶段马达载荷转矩M为m3M=283.94N.mm3转向阶段马达载荷力矩M:包含粘性转向阻力矩M、轴颈摩擦力矩和惯性力4 M矩M。iM=1.02M=8050.4N.m4 M转向过程马达载荷转矩M:假设左、右履带土壤水平推力均等于牵引力，转m43—23)向受力如图2所示。对O点取矩求得牵引力F为3—23)F=~2+~Bb式中:F——为滚动摩擦力。fFM即F=-f+—3=7080N.m2B转向阶段驱动力矩—为m4FxrM= =1243.5N.mm40.993.5.2主要液压元件选型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3—24)3—25)2兀3—24)3—25)q二 mpVxin= —2nr

10003—26)1000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25cm3/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0.5Mpa，液压泵的最大工作

压力P为系统泄漏系数取1.2、液压马达的最大总流量为2X13013(cm3/min)时液压泵的流量Q为的流量Q为Q>1.2x26026选择Sundstrand公司seriers40M25PV变量泵，具体参数如下：排量24.6cm3/min、最高压力为34MPa、转速变化范围为500〜4000r/min。补油泵的流量Q'Q'二0.3Q二9369.36cm3/min补油泵选CB-B10，其流量为10L/min；压力P'=2.5MPa；转速为1450r/min；容积效率卩>0.85；驱动功率为0.51kW。P=■£pQ^=24.5kw103耳源动机驱动功率W为W=25kW根据以上计算，选择阀类元件如表2：

表4选择阀类元件表名称工作压力/Mpa额定流量/Lmin2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选择液压辅助元件管道的选择。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。

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22.016.42.803000油箱容量的确定。油箱的容量可选为V=10Q'=0.1m3（24）p'吸油管路滤油器的选择。主泵吸油管采用WU-250X180,补油泵吸油管采用WU-63X180o4使用说明书（SM）产品型号和名称：N402—13004.1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。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3871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/T3871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/T3871.3-2006农业拖拉机试验规程第3部分:动力输出轴功率试验（ISO789-1；1990,MOD)JB/T7282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/T3871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tractormass：拖拉机基本质（无负载拖拉机）basictractormass（onladentractor）: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）ballastedtractormass（ladentractor）: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ratedenginespeed: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drawbarpower: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maximumdrawbarpull：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specificfuelconsumption：单位功所消耗的燃油量。动力半径指数dynamicradiusindex：拖拉机无牵引负载，以大约3.5km/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：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/T3871.3-2006）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/T3871.3-2006）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/T7282的视定试验用润滑油应符合制造厂或JB/T7282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96.6kPa.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20m的距离或维持20s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°C时的燃油比重计算容积值。用质量法测量燃油耗时，用15C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75kg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: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;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;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:H=°”*W*Z (5—1)maxF式中：一前轮作用于地面的静载荷，单位为牛顿(N)；一轴距，单位为毫米(mm)；—牵引力，单位为牛顿(N)；一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°C士150°C。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:“1°°(N广N°) (5—2)N1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；一拖拉机无牵引负载、以约3.5km/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%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16km/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,5h试验应在液力变矩器起作用的状态下进行，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10h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10h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/T3871.3-2006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10min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/T3871.3-2006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）21速度/（km/h）2~5牵引功率/（KW）27发动机转速/（r/min）2