履带车辆设计计算说明书Word文档格式.docx
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11
最大牵引力
11.38kN
12
标定转速
2600r/min
13
动力输出轴转速
540/720r/min
14
悬挂装置型式
后置三点置挂
15
爬坡能力
<
300
16
驱动轮半径
275mm
17
底盘轨距
1050mm
履带最大高度
860mm
二、质量参数的计算
1、整备质量M0为1825kg；
2、总质量M总
M总=M0+M1+M2=1825+300+75=2200kg
M1载质量：
300kgM2驾驶员质量：
75kg
3、使用质量：
M总=M0+M2=1825+75=1900kg
4、质心位置
根据《GB/T3871.15-2006农业拖拉机试验规程第15部份:
质心》标准要求进行计算：
空载时：
质心至后支承点的距离A0=830mm
质心至前支承点的距离B=610mm
质心至地面的距离h0=450mm
满载时：
质心至后支承点的距离A0=605mm
质心至前支承点的距离B=812mm
质心至地面的距离h0=546mm
5、稳定性计算
a、保证拖拉机爬坡时不纵向翻倾的条件是：
＞δ=0.7（δ为滑转率）
830/450=1.84＞0.7
605/546=1.11＞0.7
满足条件。
b、保证拖拉机在无横向坡度转弯时，不横向翻倾的条件是：
＞δ=0.7a—轨距，a=1200mmh—质心至地面距离mm
空载：
=1.33＞0.7
满载：
=1.10＞0.7
故拖拉机在空、满载运行中均能满足稳定性要求。
三、发动机匹配
根据《GB/T1147.1-2007中小功率内燃机第1部份：
通用技术条件》标准要求进行计算：
XJ—782LT履带式拖拉机配套用昆明云内发动机，型号为：
YN38GB2型柴油机，标定功率为57kW/h，转速为2600r/min.
（1）最高设计车速Vmax=8km/h，所需功率：
Pemax=
（pf+pw）kw
=6.188kW
（2）根据柴油机全负荷速度特性，最大扭矩点的低速档行车速度V2=4km/h。
选用V2=4km/h，最大爬坡度为25%时，计算所需功率：
pemax=
（pf+pi+pw）kw
=6.948kw
上述两式中：
Pf——滚动阻力消耗的功率；
Pw——空气阻力消耗的功率；
Pi——坡度阻力消耗的功率；
η——传动效率系数，取η=0.9；
f——滚动阻力系数，取f=0.02；
Cd——空气阻力系数，取Cd=0.9；
A——拖拉机前进方向迎风面积A=B×
H（宽×
高）=1.40×
1.15
Va——拖拉机取低档速度Va=4km/h;
imax——最大爬坡坡度，imax=25%；
G——拖拉机总质量，G总=2200kg。
（注：
表示履拖在工作状态）
经计算拖拉机组满载时以最高时速行驶所需功率Pemax和低档速度爬25%的坡时，所需功率均小于YN38GB2柴油机的标定功率57kW，并有一定功率储备，故能够满足设计要求。
五、履带式底盘的设计与确定
1、履带底盘的说明：
底盘是拖拉机的重要部件，它对整个装置起着支撑作用。
所以根据农用履带式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。
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。
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。
橡胶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。
依据轮式与大功率履带机械的特点，以其以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出采用：
三角形式的“四轮一带”橡胶履带行走装置。
履带整机参数初步确定以后，应进行计算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。
2、牵引功率计算：
根据《GB/T3871.9-2006农业拖拉机试验规程第9部份：
牵引功率试验》标准要求进行计算：
计算工况：
计算时所用的工况一般为：
在使用重量状态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。
（1）履带式传动的驱动力Pq
履带传动
kgf
式中:
Me——发动机转矩kgf；
i——各档总传动比；
nc——各档总传动效率；
rdq——驱动轮动力半径m；
nq——履带驱动段半径效率，计算时一般去取nq=0.95。
Gsmax=2Lobqp;
Gsmax=1.5PTN;
PTN=（1.1-1.2）PT。
式中：
Gsmax--—最大使用重量；
Lo——履带接地长度；
b——履带板宽度；
qp——一般为0.35～0.5kgf/cm2；
PTN——额定牵引力；
PT——牵引力。
根据
（2）中的活动阻力Pf，经计算即可得Pq）
经计算后得结果Pq=12.775KN.
（2）履带式传动的活动阻力Pf
Pf=fGskgf
Gs——使用重量（kgf）；
f——履带式一般取0.1。
经计算后得结果Pf=1.90KN
（3）行驶速度v
理论速度
实际速度v=vl（1-δ）km/h
式中：
ne——发动机转速；
rdq——驱动轮动力半径；
iΣ——驱动轮轮滑转率（履带式一般取0.07）。
经计算后得结果v=（1.15~6）km/h
（4）履带式传动的牵引效率nT
nc——各档的总传动效率；
nf——滚动效率；
nδ——滑转效率；
nq——履带驱动带效率（一般取0.95）。
经计算后得结果nT=0.75
（5）履带机械的附着力PΨδ（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。
）PΨδ=ΨδGΨ
Ψδ——一般取0.75；
GΨ——取1900KG。
经计算后得结果PΨδ=14.25KN（符合要求）
3、转向最大驱动力矩的分析与计算：
根据《GB/T15833-1995林业轮式和履带式拖拉机试验方法》标准要求进行计算：
（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：
图5-2履带转左向示意图
左边的履带处于制动状态,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。
（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，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Mr的数值，作如下两点假设：
（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：
M-总质量（kg）；
L-履带接地长度（m）。
经过计算：
形成转向阻力矩Mu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O1O2，移动距离为x0。
图5-3履带转向受力图
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：
U-转向阻力系数。
-车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数；
B—履带轨距。
）
将式
代入上式积分得并简化得：
即：
（3）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
和0
分别考虑。
1）当转向半径
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：
图5-4右转向示意图
2）当转向半径0≤
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：
图5-5左转向示意图
Ff1,Ff1-分别为内侧前进阻力和驱动力；
Fq1,Fq2-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：
Ff1=Ff2=G
f
f—履带滚动阻力系数
（即Ff1=Ff2=
Gf=1460N）
转向时的最大驱动力矩为：
Mmax=max
r—驱动轮节圆直径。
3）大半径区
转向行驶时主动轮上的力：
小半径区0
λ—转向比，
Mmax=max
经过以上介绍及公式计算得：
Mu=396N.m；
分别计算转向半径
和0
的情况：
得到：
Mmax=Fq2×
r=1733.1N.m.
得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：
r=1733.1N.m所得结果相同。
4、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：
1.9t.
L0表示为接地长度，单位m，h0表示履带的高度，单位m，G表示整机重量，单位为t。
经验公式：
L0≈
=1.07×
（1.9）^（1/3）=1.325m取L0=1225mm
L≈L0+0.35h0=1600+0.35×
860=1901mm
即B≈1495mm
即b≈400~480mm取b=460mm
履带节距t0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：
t0=（15~17.5）
其中t0的单位为mm,G的单
位为kg.
L’表示履带全长
则
=4680mm
根据计算的与实际的资料：
选型号为52节，每节90mm,宽度400mm的履带。
（2）接地比压：
参照《GB/T7586-2008液压挖掘机试验方法》标准要求进行计算：
拖拉机本身的重力很大，很容易陷入松软的土地中，加上履带后增大了与地面的接触面积，减小了压强；
=14.55KPa
L——履带接地长度，单位为m
Ea——接地比压，单位为KPa
gn——标准重力加速度，9.8m/S2
M——工作质量，单位为Kg
W4——履带板宽，单位为m
五、驱动轮的计算
目前,履带啮合的设计标准,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。
1.确定驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得）：
分度圆直径
=400mm
齿顶圆直径
=395mm
damax=d+1.25p-dr=400+1.25×
84-48=457mm
齿根圆直径
damin=
=427.6mm
da=（427.6~457）mm，根据相关数据取da=448mm
分度圆弦高df=d-dr=400-48=352mm
hamax=
=4.48mm
hamin=0.5（p-dr）=0.5×
（84-48）=18mm
ha=（4.48~18）mm，根据相关数据取ha=11.5mm
2.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。
图5-6驱动轮图
齿面圆弧半径reremax=0.008dr（z2+180）remin=0.12dr（z+2）
齿沟圆弧半径ririmax=0.505dr+0.069
rimin=0.505dr
则根据相关数据得：
齿面圆弧半径remax=0.008dr（z2+180）=155.52mm
remin=0.12dr（z+2）=98mmr
re=（98~155.52）mm
齿沟圆弧半径rimax=0.505dr+0.069
=24.49mm
rimin=0.505dr=24.24mm
ri=（24.24~24.49）mm
齿沟角
六、变速箱及各档速度的计算
1.变速器各档位的关系
动力输出旋耕变速
一档
二档
轴
齿编
号
齿数
z
模数
m
传动
比
转数
r/min
一
级
二
三
四
五
六
2、变速器结构设计与动力传递分析
变速器主要由机械式变速传动装置与静液压无极变速机构集成，主要包括箱体，其箱体上安装有动力输入部分、动力输出轴减速部分、动力输出轴部分、液压无极变速换向部分、机械换挡部分、牙嵌式离合器转向控制部分、牙嵌式离合器转向传动部分、左侧履带驱动部分及右侧履带驱动部分，而箱体安装在发动机动力输出位置处。
液压无极变速换向部分中，液压马达安装于箱体一侧，液压传动轴一端安装于箱体内，另一端插装于液压传动花键轴内，液压传动花键轴安装于箱体内，且马达动力输入轴插装于液压传动花键轴内，马达动力输入轴、液压传动轴分别与液压传动花键轴花键配合并传递动力，从动锥齿轮通过花键套装于液压传动轴上，马达动力输出齿轮套装于马达动力输出轴上；
从动锥齿轮与动力输入部分中的主动锥齿轮啮合。
机械换挡部分中，换挡主动轴与换挡从动轴分别安装于箱体内，换挡主动齿轮套装于换挡主动轴，并与马达动力输出齿轮啮合，在马达动力输出齿轮的驱动下换挡主动齿轮带动换挡主动轴旋转。
牙嵌式离合器转向控制部分中，左牙嵌式离合器控制部分与右牙嵌式离合器控制部分关于牙嵌式离合器主动齿轮对称设置，牙嵌式离合器主动齿轮套装于牙嵌式离合器主轴上，且牙嵌式离合器主轴左端安装于左端盖内，左端盖紧固安装于箱体上，左控制摇臂用于对左离合套和左多片式制动器进行控制，左多片式制动器安装于箱体内，左离合套与左多片式制动器配合安装，左复位弹簧设置在左多片式制动器上方，左离合套同时与左牙嵌式离合器传动双联齿轮、牙嵌式离合器主动齿轮的左侧内齿圈啮合，将牙嵌式离合器主动齿轮的动力传递给左牙嵌式离合器传动双联齿轮；
而牙嵌式离合器主轴右端安装于右端盖内，右端盖紧固安装于箱体上，右控制摇臂用于对右离合套和右多片式制动器进行控制，右多片式制动器安装于箱体内，右离合套与右多片式制动器配合安装，右复位弹簧设置在右多片式制动器上方，右离合套同时与右牙嵌式离合器传动双联齿轮、牙嵌式离合器主动齿轮的右侧内齿圈啮合，将牙嵌式离合器主动齿轮的动力传递给右牙嵌式离合器传动双联齿轮。
1动力输入轴2箱体3静液压无极变速输入轴4齿轮换挡机构510牙嵌式离合转向机构69左右侧中间传动78左右驱动总成11静液压驱动系统
图5-7变速器结构图
图5-8动力传递路线图
七、燃油经济性计算
1.平均小时工作油耗
Gfp
kg/h
Gfp——拖拉机进行单项作业时的平均小时工作油耗；
单位：
kg/h
Gk——拖拉机进行单项作业时的总油耗；
kg
Gfk——拖拉机发动机空转小时油耗；
通过计算,满足要求。
八、制动性能计算
根据《GB/T3871.6-2006农林车辆制动性能的确定》标准要求进行计算：
1、制动力
总质量：
M0=2200Kg=21560N
F=21560
0.7=15092N
2、制动距离
=2.85m
δ——滑转率取0.7
V0——制动初速度，V0=7km/h=1.94m/s.
制动距离满足要求。
九、电源电路设计
采用柴油机驱动，电源系统主要包含蓄电池、启动电路、充电电路、发动机状态监测电路（水温、机油压力、转速）、仪表、灯光、喇叭等。
其中，蓄电池采用两个12V60AH并联组成24V供电电路，其所有电器系统采用24V供电。
图5-9电源系统图
十、液压系统设计
共包含两组液压装置。
一组为静液压驱动装置（注：
该机构选型后外协采购，主要由液压泵、液压马达、调速手柄、滤清器、油箱等组成闭式系统），另一组为转向、举升液压装置组成，如下图所示：
。
图5-10液压系统图
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