履带式底盘

发布时间：2023-06-06 作者：admin 来源：文学

履带式底盘

管仲破厚葬-务虚会发言材料怎么写

2023年2月19日发(作者：牵出线)

摘要................................................................1

关键词..............................................................1

1前言..............................................................2

1.1该研究的目的及意义..............................................2

1.2履带式行走地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..............................................3

2设计任务书........................................................3

2.1总体设计依据....................................................3

2.1.1设计要求......................................................4

2.1.2设计内容......................................................4

2.2产品用途........................................................4

2.3产品的主要技术指标与主要技术参数................................4

2.4设计的关键问题及其解决方法......................................4

3设计方案的比较分析与选择..........................................5

3.1行走底盘方案....................................................5

3.1.1履带式底盘与轮式底盘的比较....................................5

3.1.2方案的确定及总体设计..........................................6

3.2履带行走装置的设计..............................................6

3.2.1履带行走装置的结构组成及其工作原理............................6

3.2.2履带..........................................................7

3.2.3驱动轮........................................................7

3.2.4导向轮、支重轮和托带轮........................................8

3.2.5张紧装置......................................................9

4履带底盘相关性能的计算...........................................11

4.1牵引性能计算...................................................11

4.2转向最大驱动力矩的分析与计算...................................13

4.2.1履带转向时驱动力说明.........................................13

4.2.2转向驱动力矩的计算...........................................13

5履带底盘重要零部件的计算及校核...................................17

5.1轴的设计与校核.................................................17

5.1.1轴的尺寸设计.................................................17

5.1.2轴的校核.....................................................17

5.2驱动轮的校核...................................................19

5.2.1齿面接触疲劳强度校核.........................................19

5.2.2齿根弯曲疲劳强度校核.........................................19

5.3轴承的寿命校核.................................................20

5.4键的设计及其校核...............................................20

5.5机架的校核.....................................................20

5.6螺栓的设计及校核...............................................21

6总结.............................................................22

参考文献...........................................................23

致谢...............................................................24

履带式行走底盘设计

摘要：履带式底盘的结构特点和性能决定了它在农田机耕作业中具有明显的优势。根

据农田作业对拖拉机的要求，进行履带式农用拖拉机底盘的设计。项目研究对提高农机设计

水平和农业机械化技术水平具有重要意义。

该研究应用农业机械学、汽车拖拉机学、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。利用AutoCAD、Pro/E等工程软件完成了底盘的整体设计，达到了技术任务书的要求。

从而得到了整体机架与其相关配合的结构框架，对以后的进一步分析提供了一定的资料。

关键词：履带；底盘；行走装置；设计

CrawlerTypeWalkingChassisDesign

Abstract:Thecrawlerchassisstructurefeaturesandperformancedeterminesithaving

ingtothe

requirementsoffarmlandhomeworkontractordesignscaterpillaragriculturaltractor

chprojectstoimprovethelevelofagriculturalmachinerydesignleveland

theagriculturalmechanizationtechnologyisofgreatsignificance.

Theresearchapplicationagriculturalmechanics,automobiletractor,mechanicaldesign,

mechanicalprinciplessuchastheories,thecrawlerwalkingchassisdrivewalkingsystem

hascarriedonthetheoreticalanalysisandresearch,whichcompletedthecrawlerchassis

utoCAD,

ProEengineeringsuchassoftwaretocompletetheoveralldesignofthechassis,has

,getthewholeframerelatedwith

thestructureoftheframework,whichprovidessomeinformationlaterforthefurther

analysis.

Keywords:Track;Chassis;Walkingdevice;Design

1前言

1.1该研究的目的及意义

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。无论是整地耙地作业还是播种

作业履带式拖拉机比轮式拖拉机都占有绝对优势。

其次，履带式底盘的拖拉机不会对翻耕过的土壤造成多次反复的碾压，而轮式底

盘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

利于播种后种子的生长发育。因此，研究履带底盘的性能具有极其重要的意义。

最后，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

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。与轮式拖拉机相

比，履带式拖拉机完成的作业量可达到总作业量的60％～70％。

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。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

设计。此款履带拖拉机适用于我国旱地，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

底盘的作用是支承、安装发动机及其各部件总成，形成车辆的整体造型，并传递

动力，使整车产生运动，保证正常行驶。

在国外，履带式行走底盘研发较早。早在1986年和在硬地

面和已耕地上,完成了1种橡胶履带与1种四轮驱动拖拉机牵引性能实验的研究。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要高,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%。此后又有许多橡胶履带拖拉

机与四轮驱动拖拉机性能试验的研究，如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）的关系等。

在市场发展方面，国外生产的履带拖拉机在技术水平、生产能力等性能方面具备

较强的竞争能力。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

我国生产履带底盘的历史较短，与起重机的发展基本相同，与世界先进国家相

比，国内履带底盘的技术含量低、系列化程度低，在制造和设计上还存在一定的差

距。近年来，国内履带起重机的快速发展，给履带底盘的发展带来了机遇，系列得以

不断的提高。

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:

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,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。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,对采用金属履带和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。

2设计任务书

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。

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，使整个底盘结构较好的适应多山的环境。

2.1.2设计内容

（1）产品的用途估计；

（2）主要技术参数、性能参数的确定；

（3）履带底盘结构分析及其确定；

（4）行走装置的设计；

（5）履带车辆相关性能的计算和确定；

（6）重要零部件的设计及校核。

2.2产品的用途

本次设计的履带底盘是对相应小功率农用机械使用的。目前这个设计主要是考虑

在半干旱及干旱条件下使用，比如用在烟草、油菜等作物的种植和收获机械平台上。

一些地区，如山区，丘陵等难以行走的复杂地面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收入。

2.3产品的主要技术指标与主要技术参数

这里参照小型农用拖拉机履带底盘设计的指标及参数，见表1。

2.4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条件下，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。

本次设计采用六角螺母的定位方法，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，对于履带转向的控制，主要是通过设置主动轮的

运动，采用单边离合的方式，以某一边为中心进行转向。

表1履带式行走底盘设计主要技术指标与技术参数

Table1Crawlertypewalkingchassisdesignmaintechnicalindicatorsandparameters

3设计方案的比较分析与选择

3.1行走底盘方案

3.1.1履带式底盘与轮式底盘的比较

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差，在

坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用受到一定的限制。虽然大功率轮式拖拉机具有轮

序号项目单位参数

1整机重量kg600

2行走速度m/s0.5~1.5

3驱动轮半径mm约108

4发动机的功率kw8左右

5履带高度mm360

6底盘轴距mm860

7底盘轨距mm450

8履带板宽mm200

9底盘高度mm400

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，但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,价格和维修费用都较高。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，土壤易

板结，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。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，结构紧凑，容易操纵，在坡地、粘重、

潮湿地及沙土地使用时性能显著。两者比较采用履带式底盘更加适应多山的地貌特

征。

履带底盘又分为金属履带底盘和橡胶履带底盘。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,由于接地比压低,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。橡胶履带寿命长，

维修保养费用和转移运输费用低。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。

3.1.2方案的确定及总体设计

依据轮式与履带机械的特点，及其以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出本设

计采用橡胶履带进行底盘设计，并且采用传统模式的设计方法。

根据农业机械学、汽车拖拉机学、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。（相关计算见后面第4部分）

3.2履带行走装置的设计

3.2.1履带行走装置的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、拖带轮及履带），张

紧装置和缓冲弹簧，行走机构组成。如图1所示。

1-履带；2-驱动轮；3-托带轮；4-张紧装置；5-缓冲弹簧；6-导向轮；7-支重轮；8-行走机

构；

1-Track;2-Drivingwheel;3-Towingwheel;4-Tensioningdevice;5-Bufferspring;6-

Guidewheel;7-Roller;8-Walkingmechanism;

图1履带底盘结构图

Figure1Crawlerchassisstructure

履带行走机构广泛应用于工程机械、拖拉机等野外作业车辆。行走条件恶劣，要

求该行走机构具有足够的强度和刚度，并具有良好的行进和转向能力。

履带与地面接触，驱动轮不与地面接触。当马达带动驱动轮转动时，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。整机履带行走机构

的前后履带均可单独转向，从而使其转弯半径更小。

3.2.2履带

履带工作条件恶劣，必须具备足够的强度和刚度，耐磨性能要求良好，质量较轻

以减少金属的消耗量，并减轻履带运转时的动载荷，履带和地面要有良好的附着性

能，保证能发出足够的牵引力，还要考虑减少行驶及转向的阻力。根据设计方案，本

机初定整机质量为600kg，选择橡胶履带总条数为2条。

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。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，单位为kg。则有经验公式知：

mGL832.060007.107.133

mmL830

取

mmhLL107036067.083067.0



4.1~2.10

取mmB450

22.0~18.0



取mmb200

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

的数值，以降低履带高度。

根据节距与整机重量的关系：,)5.17~15(4

Gt

其中

t的单位为mm,G的单位为kg。则mmGt108)5.17~15(4



表示履带全长令'L

则

mmt

LL52.22724010867.0

1086

83022

'



















根据计算的与实际的资料,选择履带宽为200mm,总长2300mm。

3.2.3驱动轮

在履带作业机械上，多数都是把驱动轮布置在后方，这样布置的优点是可以缩短

履带驱动区段的长度，减少因驱动力造成履带销处的磨擦损失，延长了履带的使用寿

命，且不易造成履带下部拱起，避免了转向时履带脱落的危险，有利于提高行走系统

效率。驱动轮中心高度应有利于降低重心（或车身）高度和增加履带接地长度，改善

附着性能，因此驱动轮高度应尽量小。本设计选择驱动轮后置，齿数为6z，如下图

所示

图2驱动轮图

Figure2Drivingwheelfigure

则驱动轮直径

D216

108

180

sin

0















式中：

t--履带节距。

此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸

等.请联系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业

设计下载！该论文已经通过答辩

3.2.4导向轮、支重轮和托带轮

导向轮的前后位置根据驱动轮位置而定，通常布置在前面。导向轮用于引导履带

正确绕转，可以防止跑偏和越轨，导向轮中心离地面高度应有利于降低重心。本设计

选择导向轮前置，其直径比驱动轮直径略小，即。取180mmD,9.0~8.0/



支重轮的个数和布置应有利于使履带接地压力分布均匀。农业用行走机构工作多

在山区或丘陵地区，路面多为土路，履带装置需要较小的平均接地比压，支重轮的压

力要分配均匀。因此，对于小型农用履带拖拉机应采用直径较小的多个支重轮。本设

计选用8个支重轮，其直径

mmdDd

150,)1~8.0(取

。支重轮的排列应考虑机器

的平稳性，两支重轮之间的距离s一般为1.5

t，取s=150mm,其目的是保证行走装置

在任何时候都有支重轮作用在履带的铁齿上，从而减少或消除机器行走过程中的起伏

落差，提高机器行走的平稳性，减少行驶阻力。

托带轮的作用是拖住履带，防止履带下垂过大，以减少履带在运动中的振跳现

象，并防止履带侧向滑落。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件

较支重轮要好，所以尺寸较小。本设计选用2个直径为100mm的托带轮。

3.2.5张紧装置

张紧装置的缓冲弹簧必须有一定的预压量，使履带中产生预张紧力。其作用是

前进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合，倒退时能产生足够的牵

引力，确保履带销和驱动轮齿的正常啮合。

张紧弹簧由于装置的反冲作用，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。张紧装置示意图如下：

图3张紧装置示意图

Figure3Tensioningsystemschematicdiagram

(1)弹簧的选择。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（

MSi

60）即

可。

运用公式求得隔振弹簧的刚度：

Km



（1）

式中：z--隔振系统频率比；

m--振动质体总重量kg；取kgm50；



--振动频率。

由srad

209

14.32000











则代入公式

m552

21024.2~1037.120950

4~3







则通过计算知弹簧的刚度为

N4105.4。按工作的载荷进行计算时，许用应力

应适当取低，取Pa8100.3，弹簧的工作载荷约为N400。

（2）弹簧的计算。运用公式求得螺旋弹簧曲度系数:

C615.0

K





（2）

式中：C--旋绕比（当材料直径mmd0.6~5.2时，C一般取9~4）

试取旋绕比C=6，则2525.1

615.0

K





根据公式求得材料的直径:

6.1d



KCF



（3）

式中:K——曲度系数；（取2525.1K）

C——旋绕比；（取6C）

F——弹簧的工作载荷N；（取NF400）



——许用切应力Pa。（取Pa100.38）

计算得弹簧丝直径：

m005.06.1d





KCF

根据公式：

n

（4）

式中：G——切变模量Pa；(取Pa108G10)

D——弹簧中径mm。(取mmD34)

计算得弹簧有效圈数2.7n

根据标准取7n

选择冷卷压缩弹簧YII，两端圈并紧并磨平，取5.2n



则总圈数5.9nnn



根据公式:D5.0~28.0

）（



（5）

式中：d--弹簧材料直径

。

计算得节距021.0~01176.0P，

选择mmm12012.0P

间距mm7dP

根据公式：dPnH2



计算得自由高度mH094.0



根据标准选取

mmH106



压缩弹簧高径比26.20

压缩弹簧工作高度mHH

3.94



压缩弹簧压并高度mdn053.0005.06.10H



螺旋角02.5)arctan(





弹簧材料的展开长度mDnL1



经计算可知：b<5.3,满足稳定性的要求。

4履带底盘相关性能的计算

4.1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。

计算时所用的工况一般为：空载状态，在水平区段的茬地上（对旱地是适耕的茬

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4）

图4履带受力示意图

Figure4Trackforcediagram

(1)履带式机械的驱动力

履带机械

iM

N

（6）

式中:

M--发动机转矩

mN·；



--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，计算时一般取

95.0



。

maxs

q；

maxs

P5.1

；

P)2.1~1.1(

。

式中：

maxs

G--最大使用重量；

L--履带接地长度；

--履带板宽度；

q--

maxs

G般为N5.0~35.0；

P--额定牵引力；

P--牵引力。

根据(2)中的活动阻力

P，经计算即可得

经计算后得结果

P=KN23.13。

(2)履带式机械的活动阻力

P=f

（7）

式中:

G--使用重量

；

f--履带式一般取0.1。

经计算后得结果

P=KN6.0

(3)行驶速度v

理论速度

v=0.377



dqehkm/

实际速度v=

v(1-)hkm/（8）

式中：

n--发动机转速；

r--驱动轮动力半径；



i--驱动轮滑转率（履带式一般取0.07）。

经计算后得结果v=（2.5~5）hkm/

(4)履带式机械的牵引效率



=

qfc





（9）

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

65.0



(5)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

且大于等于各阻力之和。）



G（10）

式中:



--一般取0.75；



G--取600千克。

经计算后得结果



P=2.25

。(符合要求)

4.2转向驱动力矩的分析与计算

4.2.1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,这里就用到了单向离合器。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5。

左转

图5履带转左向示意图

Figure5Tracksturnlefttothesketch

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。

4.2.2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6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

M的数值，作如下假设：

图6履带转向受力图

Figure6Trackstoturnto

(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：



（11）

式中:G--车身总质量Kg；

L--履带接地长度m。

经过计算：N

q362

83.02

600





.

形成转向阻力矩



M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。

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

，分配在其上的车体

重力为

，总转向阻力矩可按下式：















qxdqxdM



（1

2）

式中:

转向阻力系数。

（经查表计算：45.0

15.085.0

max







式中:

max

--车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数；B--履带轨距。）

将式（11）代入上式积分得并简化得：





（13）

即：mN

M·56

83.060045.0









（2)当转向半径

R

如图7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：







（14)

q2F

f1Ff2

图7此时转向示意图

Figure7Atthispointtosketch

（3)当转向半径

R

，如图8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：







（15）

式中:



分别为内侧前进阻力和驱动力；



FF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：GfFF

ff2



（16）

式中:f—履带滚动阻力系数

（即NGfFF

）

转向时的最大驱动力矩为：

rFFM



21max

,max

式中：r--驱动轮节圆半径。

q2F

f1Ff2

图8此时转向示意图

Figure8Atthispointtosketch

大半径区

R转向行驶时主动轮上的力：

































（17）

小半径区

R转向行驶时主动轮上的力：































（18）

式中：--转向比，

。

转向时的最大驱动力矩为：

rFFM



21max

,max

经过以上介绍及公式计算得：mNM·56



分别计算转向半径

R和

的情况，得到

mNrFM

.8.166

2max



。

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：

mNrFM

·8.166

2max



所得结果相同。

5履带底盘重要零部件的计算及校核

5.1轴的设计与校核

5.1.1轴的尺寸设计

轴的设计要求：（1）便于加工，轴上零件要易于拆装；（2）轴和轴上零件要

有准确的工作关系；（3）个零件要牢固可靠地相对固定；（4）改善受力状况，减小

应力集中。设计中驱动轮传动轴大致结构如下图所示：

图9驱动轮传动轴

Figure9Drivingwheeldriveshaft

轴总长为240mm，从左至右依次为A~F段。

A段：根据强度计算出直径d1=43mm，其长度为78mm，安装驱动轮，传递电动机

动力，根据驱动轮选的键的型号为12*66。左面有个螺纹孔，直径为20mm。

B段：安装轴承盖和密封圈，直径d2=63mm，长度为22mm。

C段：安装套筒和深沟球轴承，直径d4=47mm，长度为84mm，其中轴承与轴采用

过盈配合，选用基孔制。

D段：安装套筒，直径d5=44mm，长度为15mm。

E段：安装轴承盖和密封圈，直径d6=40mm，长度为17mm。

F段：安装皮带轮，直径d7=33mm，长度24mm,传递动力，所选键的型号为

7*16。右面有个螺纹孔，直径为12mm。

5.1.2轴的校核

对驱动轮传动轴进行校核，受力如下图所示。

图10传动轴受力状况

Figure10Stressstateoftheshaft

AB段：mNLFxM·256)(



弯矩图如下:

图11AB段弯矩图

Figure11ABsectionbendingmomentdiagram

由弯矩图可知AB段最大弯矩在B点，又AB段直径已知d=43mm，故该处抗弯系数

mm8.7

W



（19）

最大弯应力为：MPa

8.32

max（20）

所以该段符合设计要求。

BC段：可知该段只受一个扭矩，根据公式：0MT



min/

9549

mNn

M（21）

mNMT·868

该段扭矩图如下

图12BC段扭矩图

Figure12BCtorquefigure

由扭矩图可知，该轴段受的扭矩均匀，所以扭矩大小为M，又该段直径已知d=33mm。

故该段抗扭截面系数：36

107





（22）

故该轴段最大切应力为：MPaMPa

6052

max

（23）

所以该轴符合设计要求。

5.2驱动轮的校核

5.2.1齿面接触疲劳强度校核

由公式



60000



（24）

计算出驱动轮转速min/88rn，传动比73.22

2000



根据齿轮接触强度计算公式

H

















（25）

式中：

F——法向力；

——曲率半径；

——传动比；

——综合弹性模量。

一对标准齿轮的齿面接触强度按下面公式计算

MPa

][

)1(

305











（26）

驱动轮是一个只有6个齿的齿轮，为了方便校核，此处按正常齿进行强度校核，

则驱动轮的接触强度

MPaMPa

1450][1370。其中：载荷系数6.1K；传

动比73.22；mma180；mmb22；mNT56

。

显然，驱动轮的齿面接触疲劳强度符合要求。

5.2.2齿根弯曲疲劳强度校核

根据齿根弯曲疲劳强度的验算公式

][

6.16.1

SFSF

Fzbm

YYKT

bmd

YYKT



（27）

式中：m——为模数；

Y——为齿形系数；

Y——为应力修正系数。（查表得3.2

Y，

Y1.75，MPa

380][）

代入数值计算得：

MPaMPa

380][87

因此，驱动轮的齿根弯曲疲劳强度也符合要求。

5.3轴承的寿命校核

轴承寿命计算公式

)(

106



（28）

式中：

--为转速

min/r

；

--为基本额定动载荷

；

--为当量动载荷

，

dTFP

/2

；



--为寿命指数，对于球轴承

3[4]。

对驱动轮传动轴处的轴承进行寿命校核

5.1735/614



查表得KNCC

5.25

因为机器行走时传动轴处的载荷最大，故按此时的工作状态进行寿命计算，得

14000

按照上述方法，同样可计算出：支重轮处轴承的使用寿命hL

9000

由于农田作业机是季节性的工作，所以轴承的使用寿命均符合要求。

5.4键的设计及其校核

键的尺寸选择主要由安装轴的轴径决定，由驱动轮的尺寸可得出安装尺寸为Φ

43mm和Φ33mm。查设计手册[3]得键的尺寸分别为12×66，其长度为66mm,和7×16,

长度为16mm。类型选择为普通平键。按照下面的公式进行强度计算：

][

ppdhl



（29）

强度验算：键的材料选择为45号钢，查设计手册得：许用挤压应力MPa

120



MPa

dhl



















52.66

66843

1005.87443



MPa

dhl



















53.78

16633

1005.87443

故键能安全工作。

5.5机架的校核

在机器行走过程中，机架起到支撑作用，其作用实则为梁。故在校核时，近似将

其作为梁来校核。此处校核单边机架处于水平位置时满足要求，其受力状况下图所

示。

图13机架受力图

Figure13Framebytryingto

其中

，

为外力合力及机器自身的重量约为2000N，平均分布在两边支架上,即



FN500F

，100NF

为传动轴重量，约为，m14.0L

，m576.0L

，

m512.0L

，

惯性矩mmmmI

52y,1076344且。

AB段：

Nx100F)(F

；·2.51LM(x)

NF

BC段：

NFx400F)(F

；-179.2L)(LM(x)

22233

FLF

mN·

CD段：

NFFx900F)(F

123



；

·2.242)()(F)(M

111221233

NLFLLFLLLx

由以上可知截面B是危险截面，此处拉应力

MPaMPa

308.28

（30）

故机架强度满足要求。

5.6螺栓的设计及校核

机架与驱动轮轴承座通过螺栓连接，这里对螺栓的要求比较高，要具有较高的强

度和刚度。对此处的螺栓应进行强度校核，如下图。这里选择的是高强度螺栓，等级

8.8级，型号为M24*56,材料为低碳合金钢，抗拉强度800MPa,屈服强度640MPa。

按照下面的公式进行校核：

预紧力计算公式：KN

FAf

7.8

（31）

校核计算公式：



MPa

P232

3.1

（32）

图14螺栓受力图

Figure14Boltbytryingto

许用应力计算公：MPa

s256

5.2

640





（34）

式中：

--载荷N；

--螺栓预紧力

N；

fK--可靠性系数，取1.1～1.3；

--接合面数；

f--接合面摩擦因数，取0.15；

--螺纹小径mm；

--螺栓屈服强度MPa；

--安全系数，取2.5。

故，该螺栓强度满足要求。

6总结

对履带式行走底盘的设计进行设计，其主要目的是为了解决相关农用机械的生产

效率，以满足社会的广泛需要。经过设计与计算，其发动机配用11马力，转速

2000r/min左右，保证机构工作时有一定的工作动力。主要结论如下：

(1)对履带底盘的总体结构进行了分析，得到了一些特殊的结构组成及其安装方

法，其中履带宽200mm,履带总长2300mm左右，轨距450mm,轮距860mm,履带高360mm

等；

(2)设计了履带车辆的基本性能计算，包括驱动力为8.085kw,牵引力为13.23KN,

运动的平均速度在0.5～1.5m/s等；

(3)对履带张紧的设计及其相关计算，包括弹簧的有效圈数为7，节距12mm,间距

7mm等。

本设计的优点在于该履带式行走地盘适用性强，体积小，质量轻，经济实惠，能

广泛应用于复杂的地面环境条件。对于此次设计同样存在一些问题，如设计计算结果

有待生产后，进行实际考核与验证；整体结构需利用计算机辅助工程软件，进行有限

元分析以优化设计机构；主要部件与结构，有待通过计算机仿真技术进行进一步分析

和研究，以验证其合理性等。

参考文献

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[2]张淑娟、全腊珍.画法几何与机械制图[M].中国农业出版社,2007:1～196.

[3]吴宗泽主编.机械设计师手册(上册)[M].北京：机械工业出版社,2002，1.

[4]吴宗泽主编.机械设计师手册(下册)[M].北京：机械工业出版社，2002，1.

[5]成大先.机械设计图册第二卷[M].北京：化学工业出版社，2000.

[6]朱士岑，赵水.橡胶履带拖拉机的发展与研究[J].中国知网，2002，（6）:2-7.

[7]周敬辉.基于虚拟样机技术的小型履带式甘蔗联合收割机的研究[D].广西：广西大学，

2004.

[8]杨春梅.掘进机履带式行走机构的研究[J].中国知网，2008，3（B）:1-2.

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[10]迟媛，蒋恩臣.履带车辆转向时最大驱动力矩的计算[J].农业工程法学

报,2009,25(3):74-76.

[11]张祖力，陶栋材.机械设计基础[M].北京:中国农业大学出版社，2004.9:56～316.

[12]王启广．双履带行走装置转向性能分析[J]．矿山机械，1991，(11)：27－28．

[13]王国强，党国忠，陈向东，履带宽度对车辆转向阻力矩的影响[J]．等．工程机械，

1994，25(6)：19－21.

[14]梁炳祥.自走式履带联合收割机全液压驱动底盘设计方案[J].中国知网,1994-2009.

[15]赵文生.履带式行走机构设计分析[J].湖北农机化研究，2010，（4）：56-57.

[16]中国农业机械化科学研究院.农业机械设计手册[K].北京：中国农业科学技术出版社，

2007.

[17]张晓东.履带张紧装置缓冲弹簧主要参数的确定[J].建筑机械，2007，（3）：77-78.

致谢

本设计是在李军政老师的悉心指导下完成的。在四年的学习、生活中，李老师不

仅教书，而且育人，对我的指导和关心让我终生难忘。他严谨的治学精神，精益求精

的工作作风，深深的感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，李老师始终

给予我细心的指导和亲切的关怀，在设计过程中，李老师提出了许多启发性、预料性

和指导性建议，包括资料的搜集，设计方案的提出，设计过程中的指导，设计结果的

审核等。在此，谨向李老师表示最诚挚的谢意！此外，我还要感谢在一起度过愉快的

大学本科生活的09级汽车服务工程一班的同学们，正是由于你们的帮助和支持，我

才能克服一个又一个的困难和疑惑，直至本设计的顺利完成。

在本设计即将完成之际，我的心情很激动，这其中除了自己付出的汗水，还有许

多可爱的老师、同学、朋友们给予的无言的帮助，请在这里接受我诚挚的谢意！最后

还要感谢培养我长大含辛茹苦的爸爸妈妈，谢谢你们！

最后，再次向所有关心和帮助我的老师、朋友和同学们表示深深的谢意!谢谢你

们！

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