(完整版)履帶車輛設計計算說明(可編輯修改文本版)

PAGEPAGE10整車參數(shù)計算根據(jù)《GB/T3871.2-2006農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第2準要求進行計算：一、基本參數(shù)序號項目參數(shù)內(nèi)容1拖拉機型號2型式履帶式3外形尺寸(長×寬×高)3300×1550×22504發(fā)動機型號YN38GB25發(fā)動機標定功率57kW6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860mm二、質量參數(shù)的計算1、整備質量M0為1825kg2、總質量M總M總=M0+M1+M2=1825+300+75=2200kgM1載質量：300kg M2駕駛員質量：75kg3、使用質量：M總=M0+M2=1825+75=19004、質心位置GB/T3871.15-2006農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第15行計算：空載時：質心至后支承點的距離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質心至前支承點的距離B=812mm質心至地面的距離h0=546mm5、穩(wěn)定性計算a、保證拖拉機爬坡時不縱向翻傾的條件是：0 δ A0h0 δ 空載時：830/450=1.84＞0.7滿載時：605/546=1.11＞0.7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：a2h＞δ=0.7 a—軌距，a=1200mm h—質心至地面距離mm空載：1200=1.33＞0.72450滿載：1200=1.10＞0.72546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(jù)《GB/T1147.1-2007中小功率內(nèi)燃機第1部份：通用技術條件》標準要求進行計算：XJ—782LT標定功率為57kW/h，轉速為2600r/min.(1)最高設計車速V =8km/h，所需功率：maxP 1emax=n(pf+pw)kwn1n

mgf3600

CdAV376140

〉km1

22009.80.028 0.91.41.15830.9

3600

76140 =6.188kW(2)根據(jù)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：p 1emax=n(pf+pi+pw)kw1mgfa mgi v CAV3 （ x a（d akmn 3600 3600 76140 1

22009.80.028 22009.80.254 0.91.41.15430.9

3600

3600

76140 =6.948kw上述兩式中：P——滾動阻力消耗的功率；fP——空氣阻力消耗的功率；wP ——坡度阻力消耗的功率；iη——傳動效率系數(shù)，取η=0.9；f——滾動阻力系數(shù)，取f=0.02；Cd——空氣阻力系數(shù)，取CdA——拖拉機前進方向迎風面積A=B×H（寬×高）=1.40×1.15V——拖拉機取低檔速度V=4km/h;a ai——最大爬坡坡度，i=25%；max maxG——拖拉機總質量，G總=2200kg。（注：表示履拖在工作狀態(tài)）e經(jīng)計算拖拉機組滿載時以最高時速行駛所需功率P 和低檔速度爬25%的坡emax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：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。以及履帶），張緊裝置和行走機構組成。大功率輪式拖拉機機重一般在5500~8500kg,接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓力較大。經(jīng)數(shù)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(jīng)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(nóng)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(nóng)田基本建設和小型水利工程中用作推土機,綜合利用程度較高。依據(jù)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(shù)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(shù)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(jù)《GB/T3871.9-20069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（）（引線與地面平行）全油門等速行駛。履帶式傳動的驅動力Pq

meiηckgfq rdqM——發(fā)動機轉矩kgf；e ——各檔總傳動比；nc——各檔總傳動效率；rdq ——驅動輪動力半徑m；nq——履帶驅動段半徑效率，計算時一般去取nq=0.95Gsmax=2Lobqp; Gsmax=1.5PTN; PTN=（1.1-1.2）PT。式中：Gsmax--—最大使用重量；L——履帶接地長度；ob——履帶板寬度；pq——一般為0.35～0.5kgf/cm2；pPTN——額定牽引力；P——牽引力。T根據(jù)(2)中的活動阻力Pf，經(jīng)計算即可得Pq)經(jīng)計算后得結果Pq=12.775KN.履帶式傳動的活動阻力Pf=P fGkgf=f ss式中:G——使用重量(kgf)；sf——履帶式一般取0.1。經(jīng)計算后得結果P=1.90KNf行駛速度v理論速度v1

=0.377

nredqi∑

km/hδ實際速度v=v(1- )km/hδl式中： n——發(fā)動機轉速；er——驅動輪動力半徑；dqiΣ——驅動輪輪滑轉率（履帶式一般取0.07）。經(jīng)計算后得結果v=（1.15~6）km/h（4）履帶式傳動的牽引效率nT式中: n——各檔的總傳動效率；cn——滾動效率；fn——滑轉效率；δnq（一般取0.95。經(jīng)計算后得結果n=0.75TΨ(5)履帶機械的附著力P （要附著力應大于或等于履帶行走機構的牽Ψδδ 引力且大于等于各阻力之和）PΨ =ΨGδ 式中:Ψ——一般取0.75；δGΨ——取1900KG。Ψ經(jīng)計算后得結果P =14.25KN (符合要求)Ψδ3、轉向最大驅動力矩的分析與計算：GB/T15833-1995算：履帶轉向時驅動力說明: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(chǎn)生轉向阻力矩Mr,右邊履帶的行走阻力Fr/2度L和履帶軌距BL/B≤1.6L/B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。相對轉動時，地面對履帶產(chǎn)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M的數(shù)值，作如下兩點假設：(1)機體質量平均分配r在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為：q=m2L式中:M-總質量（kg）；L-履帶接地長度(m)。經(jīng)過計算：qG2L

19002

593.75(kg/m)形成轉向阻力矩M的反力都是橫向力且是均勻分布的。履帶拖拉機牽引負荷u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OO，移動距離為x。12 0圖5-3履帶轉向受力圖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 Lx0 Lx0 Mu22 uqxdx2 uqxdx0 0 式中:U-轉向阻力系數(shù)。uu= max =0.450.85+0.15RBumax式中: -車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。） Lx0

Lx0

uGL將式Mu22 uqxdx2 uqxdx代入上式積分得并簡化得：Mu=0 0 4Mu

uGL0.4519001.6342N.m4 4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R≥B和02

R≤2

分別考慮。R≥B2面摩擦阻力朝同一方向（即行駛的反方向），外側、內(nèi)側履帶受力分別為：當轉向半徑0R≤2

圖5-4右轉向示意圖如下圖所示，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝反方向，外側、內(nèi)側履帶受力分別為：圖5-5左轉向示意圖式中: F,F-分別為內(nèi)側前進阻力和驅動力；f1 f1F,F-分別為外側前進阻力和驅動力。q1 q2考慮機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力為：F=Ff1 f2

=G1f2式中:f—履帶滾動阻力系數(shù)Fff（即=FFff1 2

=1Gf=1460N）2轉向時的最大驅動力矩為：M=maxmax

Fq1〉Fq2〉r式中：r—驅動輪節(jié)圓直徑。3）大半徑區(qū)R〉B轉向行駛時主動輪上的力：2q2Gf2 21Gf2 2小半徑區(qū)0≤R

B轉向行駛時主動輪上的力：2q2Gf2 21Gf2 2式中：λ—轉向比，λ=LB轉向時的最大驅動力矩為：maxM =ma｛qq×rmax經(jīng)過以上介紹及公式計算得： M=396N.m；uR〉B和0≤R2

B的情況：2max 得到：M =F ×r=1733.1N.max q得主動輪上的最大的驅動力及力矩為：M=F ×r=1733.1N.m所得結果相同。qmax 24、傳動裝置的設計與計算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，附著性量。本機的初定整機重量為：1.9t.L表示為接地長度，單位m，h表示履帶的高度，單位m，G表示整機重量，單0 0位為t。經(jīng)驗公式：0L≈1.073G=1.07×(1.9)^(1/3)=1.325m 取L=1225mm0L≈L+0.35h=1600+0.35×860=1901mm0L0≈1.07B

0即B≈1495mmb≈0.25~0.3L0

即b≈400~480mm 取b=460mm履帶節(jié)距t和驅動輪齒數(shù)z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選0擇小的數(shù)值，以降低履帶高度。G~根據(jù)節(jié)距與整機重量的關系：t=(1517.5)4G~

,其中t的單位為mm,G的單0位為kg.L’表示履帶全長t2

1

2330

2=4680mm根據(jù)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。接地比壓：參照《GB/T7586-2008身的重力很大，很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；EagnMEa2000W4L 9.8190020000.41.6=14.55KPaL——履帶接地長度，單位為mE——接地比壓，單位為KPaag——標準重力加速度，9.8m/S2nM——工作質量，單位為KgW——履帶板寬，單位為m4五、驅動輪的計算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設計方案。確定驅動輪主要尺寸（則根據(jù)相關數(shù)據(jù)得）：

d=sind=tan

p180ozp180oz

= 840.2079= 840.2126

=400mm=395mmd =d+1.25p-d=400+1.25×84-48=457mmamax r齒根圓直徑z d =d11.6pdr40011.68448z amin

15d=（427.6~457）mm，根據(jù)相關數(shù)據(jù)取d=448mma a分度圓弦高d=d-d=400-48=352mmf r 0.8 0. h =0.625 p0.5dr0.25 84 0.8 0. amax z

15h =0.5（p-d）=0.5×（84-48）=18mmamin r=h （4.48~18）mm，根據(jù)相關數(shù)據(jù)取h=11.5mm=a a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(nèi)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(shù)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e r 齒面圓弧半徑 r r=0.008d（ze r d齒溝圓弧半徑 r r=0.505d+0.0693 di r則根據(jù)相關數(shù)據(jù)得：

r =0.505dimin rr r 齒面圓弧半徑 =0.008dr r emaxrremin=0.12d(z+2)=98mmrre=(98~155.52)mmr3dr齒溝圓弧半徑 r=0.505d3drrr =0.505d=24.24mmimin r~r=(24.2424.49)mm~i齒溝角

amax

oz

134oamin120

oz

114o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(shù)z模數(shù)m傳動比轉數(shù)r/min齒編號齒數(shù)z模數(shù)m傳動比轉數(shù)r/min一級