履帶車輛設計計算說明

1、.整車參數計算根據GB/T 3871.2-2006 農業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第2 部份：整機參數測量標準要求進行計算：一、 基本參數 序號項目參數內容1拖拉機型號2型式履帶式3外形尺寸(長寬高)3300155022504發(fā)動機型號YN38GB25發(fā)動機標定功率57 kW6整機重量1609Kg7最高行走速度12km/h8接地比壓24kpa9履帶接地長1000mm10動力輸出軸功率49.4kW11最大牽引力11.38kN12標定轉速2600r/min13動力輸出軸轉速540/720r/min14懸掛裝置型式后置三點置掛15爬坡能力30016驅動輪半徑275mm17底盤軌距1050mm8履帶最大高度860

2、mm二、質量參數的計算1、整備質量M0 為1825kg ；2、總質量M總M總=M0+M1+ M2 =1825+300+75=2200 kgM1載質量：300kg M2駕駛員質量：75kg3、使用質量：M總=M0+ M2 =1825+75=1900 kg4、質心位置根據GB/T 3871.15-2006 農業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第15部份:質心標準要求進行計算：空載時：質心至后支承點的距離A0=830mm質心至前支承點的距離B=610mm質心至地面的距離h0=450mm 滿載時：質心至后支承點的距離A0=605mm質心至前支承點的距離B=812mm質心至地面的距離h0=546mm 5、穩(wěn)定性計算a、保

3、證拖拉機爬坡時不縱向翻傾的條件是：=0.7 （為滑轉率）空載時：830/450=1.840.7滿載時：605/546=1.110.7滿足條件。b、保證拖拉機在無橫向坡度轉彎時，不橫向翻傾的條件是：=0.7 a軌距， a=1200mm h質心至地面距離mm空載：=1.330.7 滿載：=1.100.7 故拖拉機在空、滿載運行中均能滿足穩(wěn)定性要求。三、發(fā)動機匹配 根據GB/T 1147.1-2007 中小功率內燃機第1 部份：通用技術條件標準要求進行計算：XJ782LT履帶式拖拉機配套用昆明云內發(fā)動機，型號為：YN38GB2型柴油機，標定功率為57kW/h，轉速為2600r/min.(1)最高設計

4、車速Vmax=8 km/h，所需功率：Pemax =( pf + pw )kw =6.188kW (2)根據柴油機全負荷速度特性，最大扭矩點的低速檔行車速度V2=4km/h。選用V2=4km/h，最大爬坡度為25%時，計算所需功率：pemax =( pf + pi +pw )kw=6.948kw上述兩式中：Pf 滾動阻力消耗的功率；Pw空氣阻力消耗的功率；Pi 坡度阻力消耗的功率；傳動效率系數，取 =0.9； f滾動阻力系數，取f=0.02； Cd 空氣阻力系數，取Cd =0.9； A拖拉機前進方向迎風面積A=BH（寬高）= 1.401.15Va拖拉機取低檔速度Va=4km/h; imax最大

5、爬坡坡度，imax=25%； G拖拉機總質量，G總 =2200kg。（注：表示履拖在工作狀態(tài)）經計算拖拉機組滿載時以最高時速行駛所需功率Pemax和低檔速度爬25%的坡時，所需功率均小于YN38GB2柴油機的標定功率57kW，并有一定功率儲備，故能夠滿足設計要求。五、履帶式底盤的設計與確定1、履帶底盤的說明：底盤是拖拉機的重要部件，它對整個裝置起著支撐作用。所以根據農用履帶式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。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

6、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。大功率輪式拖拉機機重一般在55008500kg, 接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓力較大。經數年耕作后, 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。橡膠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

7、作推土機, 綜合利用程度較高。依據輪式與大功率履帶機械的特點，以其以上所敘述的比較分析，綜合考慮后得出采用：三角形式的“四輪一帶”橡膠履帶行走裝置。履帶整機參數初步確定以后，應進行計算該履帶機械的基本性能是否滿足預期要求，整機參數選擇是否合理。這里主要是關于牽引性能的計算。2、牽引功率計算：根據GB/T 3871.9-2006 農業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第9部份：牽引功率試驗標準要求進行計算：計算工況：計算時所用的工況一般為：在使用重量狀態(tài)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。(1) 履帶式傳動的驅動力Pq履帶傳動kgf

8、 式中: Me 發(fā)動機轉矩kgf； iS各檔總傳動比；h nc 各檔總傳動效率； rdq 驅動輪動力半徑m；h nq 履帶驅動段半徑效率，計算時一般去取nq =0.95。 Gsmax=2Lobqp ; Gsmax=1.5PTN ; PTN =（1.1-1.2）PT 。 式中：Gsmax-最大使用重量； Lo履帶接地長度； b履帶板寬度； qp 一般為0.350.5 kgf/cm2 ； PTN 額定牽引力； PT 牽引力。根據(2)中的活動阻力Pf ，經計算即可得Pq) 經計算后得結果Pq=12.775KN. (2) 履帶式傳動的活動阻力Pf Pf =fGs kgf 式中: Gs使用重量(kgf

9、)； f 履帶式一般取0.1。 經計算后得結果Pf =1.90KN (3) 行駛速度v理論速度實際速度v=vl (1-) km/h 式中： ne發(fā)動機轉速；rdq 驅動輪動力半徑； i驅動輪輪滑轉率（履帶式一般取0.07）。經計算后得結果v=（1.156）km/h （4）履帶式傳動的牽引效率nT 式中: hnc 各檔的總傳動效率；hnf 滾動效率；hn滑轉效率；hnq 履帶驅動帶效率（一般取0.95）。經計算后得結果nT =0.75 (5) 履帶機械的附著力Pd （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。）P =Gy式中:一般取0.75； Gy取1900KG。經計算后

10、得結果P=14.25KN (符合要求)3、轉向最大驅動力矩的分析與計算：根據GB/T 15833-1995 林業(yè)輪式和履帶式拖拉機試驗方法標準要求進行計算：(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： 圖5-2 履帶轉左向示意圖左邊的履帶處于制動狀態(tài),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

11、長度L和履帶軌距B 的比值L/ B1.6。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Mr 的數值，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： 式中:M-總質量（kg）； L-履帶接地長度(m)。經過計算： 形成轉向阻力矩Mu的反力都是橫向力且是均勻分布的。履帶拖拉機

12、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O1O2 ，移動距離為x0 。圖5-3 履帶轉向受力圖根據上述假設，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：式中:U-轉向阻力系數。m式中: -車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數； B履帶軌距。） 將式代入上式積分得并簡化得：即：（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)把轉向半徑和0 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

13、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：圖5-4 右轉向示意圖2)當轉向半徑0 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：圖5-5 左轉向示意圖式中: Ff1,Ff1 -分別為內側前進阻力和驅動力；Fq1,Fq2 -分別為外側前進阻力和驅動力?？紤]機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力為：Ff1 =Ff2 =Gf 式中:f 履帶滾動阻力系數（即Ff1 =Ff2 =Gf =1460 N）轉向時的最大驅動力矩為：Mmax =max 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： 小半徑區(qū)0轉向行駛時主動輪上的力： 式中：

14、轉向比，轉向時的最大驅動力矩為： Mmax =max 經過以上介紹及公式計算得： Mu=396N.m； 分別計算轉向半徑和0的情況：得到：Mmax =Fq2 r =1733.1N.m. 得主動輪上的最大的驅動力及力矩為：Mmax =Fq2 r =1733.1N.m所得結果相同。4、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。根據本機的設計參數，確定履帶的主要參數為整機的重量。本機的初定整機重量為：1.9t.L0表示為接地長度，單位m，h0 表示履帶的高度，單位m，G表示整機重量，單位為t。經驗公式：L0 =1.0

15、7(1. 9)(1/3)=1.325 m 取L0 =1225 mm LL0 +0.35h0 =1600+0.35860=1901mm 即B1495mm 即b400480 mm 取b=460 mm履帶節(jié)距t0 和驅動輪齒數z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選擇小的數值，以降低履帶高度。根據節(jié)距與整機重量的關系：t0 =(1517.5),其中t0 的單位為mm,G的單位為kg.L表示履帶全長則=4680mm根據計算的與實際的資料：選型號為52節(jié)，每節(jié)90mm,寬度400mm的履帶。（2）接地比壓：參照GB/T 7586-2008 液壓挖掘機試驗方法標準要求進行計算：拖拉機本身的重力很大，很

16、容易陷入松軟的土地中，加上履帶后增大了與地面的接觸面積，減小了壓強； =14.55KPaL 履帶接地長度，單位為mEa 接地比壓，單位為KPagn 標準重力加速度，9.8m/S2M工作質量，單位為KgW4 履帶板寬，單位為m 五、驅動輪的計算 目前, 履帶嚙合的設計標準, 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

17、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工作工況, 靈活采取相適應的設計方法, 使履帶銷順利進

18、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。1. 確定驅動輪主要尺寸（則根據相關數據得）： 分度圓直徑 =400mm齒頂圓直徑 =395mmdamax =d+1.25p-dr =400+1.2584-48=457 mm齒根圓直徑damin = =427.6mmda =（427.6 457）mm，根據相關數據取da =448 mm分度圓弦高df =d-dr=400-48=352mmhamax =4.48mmhamin =0.5（p-dr）=0.5（84-48）=18mmha=（4

19、.48 18）mm，根據相關數據取ha =11.5 mm2. 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5-6 驅動輪圖齒面圓弧半徑 re remax =0.008dr（z2 +180） remin =0.12dr（z+2）齒溝圓弧半徑 ri rimax =0.505 dr +0.069 rimin =0.505 dr 則根據相關數據得：齒面圓弧半徑 remax=0.008dr (z2+180)=155.52mm remin =0

20、.12dr (z+2)=98mmr re=(98155.52) mm齒溝圓弧半徑 rimax =0.505dr +0.069 =24.49 mm rimin =0.505dr =24.24 mm ri =(24.24 24.49) mm齒溝角 六、變速箱及各檔速度的計算1.變速器各檔位的關系動力輸出旋耕變速一檔二檔軸齒編號齒數z模數m傳動比轉數r/min齒編號齒數z模數m傳動比轉數r/min一級二級三級四級五級六級2、變速器結構設計與動力傳遞分析變速器主要由機械式變速傳動裝置與靜液壓無極變速機構集成，主要包括箱體，其箱體上安裝有動力輸入部分、動力輸出軸減速部分、動力輸出軸部分、液壓無極變速換向

21、部分、機械換擋部分、牙嵌式離合器轉向控制部分、牙嵌式離合器轉向傳動部分、左側履帶驅動部分及右側履帶驅動部分，而箱體安裝在發(fā)動機動力輸出位置處。液壓無極變速換向部分中，液壓馬達安裝于箱體一側，液壓傳動軸一端安裝于箱體內，另一端插裝于液壓傳動花鍵軸內，液壓傳動花鍵軸安裝于箱體內，且馬達動力輸入軸插裝于液壓傳動花鍵軸內，馬達動力輸入軸、液壓傳動軸分別與液壓傳動花鍵軸花鍵配合并傳遞動力，從動錐齒輪通過花鍵套裝于液壓傳動軸上，馬達動力輸出齒輪套裝于馬達動力輸出軸上；從動錐齒輪與動力輸入部分中的主動錐齒輪嚙合。機械換擋部分中，換擋主動軸與換擋從動軸分別安裝于箱體內，換擋主動齒輪套裝于換擋主動軸，并與馬達動

22、力輸出齒輪嚙合，在馬達動力輸出齒輪的驅動下換擋主動齒輪帶動換擋主動軸旋轉。牙嵌式離合器轉向控制部分中，左牙嵌式離合器控制部分與右牙嵌式離合器控制部分關于牙嵌式離合器主動齒輪對稱設置，牙嵌式離合器主動齒輪套裝于牙嵌式離合器主軸上，且牙嵌式離合器主軸左端安裝于左端蓋內，左端蓋緊固安裝于箱體上，左控制搖臂用于對左離合套和左多片式制動器進行控制，左多片式制動器安裝于箱體內，左離合套與左多片式制動器配合安裝，左復位彈簧設置在左多片式制動器上方，左離合套同時與左牙嵌式離合器傳動雙聯齒輪、牙嵌式離合器主動齒輪的左側內齒圈嚙合，將牙嵌式離合器主動齒輪的動力傳遞給左牙嵌式離合器傳動雙聯齒輪；而牙嵌式離合器主軸右端安裝于右端蓋內，右端蓋緊固安裝于箱體上，右控制搖臂用于對右離合套和右多片式制動器進行控制，右多片式制動器安裝于箱體內，右離合套與右多片式制動器配合安裝，右復位彈簧設置在右多片式制動器上方，