履帶車輛設計計算說明

整車參數(shù)計算15爬坡力量<30016驅動輪半徑275mm1715爬坡力量<30016驅動輪半徑275mm17底盤軌距1050mm一、 根本參數(shù)序號 工程參數(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88履帶最大高度860mm二、質(zhì)量參數(shù)的計算1、整備質(zhì)量M0

為1825kg2、總質(zhì)量M總M總=M0+M1+M2=1825+300+75=2200kgM1載質(zhì)量：300kg M2駕駛員質(zhì)量：75kg3、使用質(zhì)量：M總=M0+M2=1825+75=1900kg4、質(zhì)心位置依據(jù)《GB/T3871.15-202315部份:質(zhì)心》標準要求進展計算：空載時：質(zhì)心至后支承點的距離A0=830mm質(zhì)心至前支承點的距離B=610mm質(zhì)心至地面的距離h0=450mm滿載時：質(zhì)心至后支承點的距離A0=605mm質(zhì)心至前支承點的距離B=812mm質(zhì)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：A0h＞δA0h0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=0.7a—軌距，a=1200mmh—質(zhì)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)動機匹配依據(jù)《GB/T1147.1-20231標準要求進展計算：XJ—782LT履帶式拖拉機配套用昆明云內(nèi)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)最高設計車速V=8km/h，所需功率：p1P=( +p)kwp1

maxemax n f w1mgfv CAV3

max〔

maxmn 3600 76140 122009.80.028 0.91.41.1583 0.9

3600

76140 =6.188kW(2)依據(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：1p=(1emax n

+p+ppf i p

)kw1mgfva

mgi v C AV3

max ad

amn 3600 3600 76140 122009.80.028 22009.80.254 0.91.41.1543 0.9

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；C——空氣阻力系數(shù)，取Cd

=0.9；A——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;ai——最大爬坡坡度，i

a=25%；max maxG——拖拉機總質(zhì)量，G=2200kg?！沧ⅲ罕硎韭耐显诠ぷ鳡顟B(tài)〕經(jīng)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，并有肯定功率儲藏，故能夠滿足設計要求。五、履帶式底盤的設計及確定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。所以依據(jù)農(nóng)用履帶式拖拉機對整個裝置進展較完整的協(xié)作及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。拉出。出于支重輪下的履帶及地面有足夠的附著力，阻擋履帶的拉出，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~橡膠履帶拖拉機牽引力大,適合重負荷作業(yè)(如耕、耙等),接地比度較高。合考慮后得出承受：三角形式的“四輪一帶”橡膠履帶行走裝置。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：GB/T3871.9-2023農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第9標準要求進展計算：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〔牽引線及地面平行〕全油門等速行駛。履帶式傳動的驅動力Pq履帶傳動kgfMe

——發(fā)動機轉矩kgf；i——各檔總傳動比；n——各檔總傳動效率；cr——驅動輪動力半徑m；dqn——履帶驅動段半徑效率，計算時一般去取nq

=0.95。G=2Lbq;

=1.5P;

=〔1.1-1.2〕P。smax o p smax TN TN T式中：Gsmax

--—最大使用重量；L——履帶接地長度；ob——履帶板寬度；q——一般為0.35～0.5kgf/c2；pP——額定牽引力；TNP——牽引力。T依據(jù)(2)中的活動阻力Pf

，經(jīng)計算即可得P)q經(jīng)計算后得結果P=12.775KN.q履帶式傳動的活動阻力PfPfGkgff= s式中:G——使用重量(kgf)；sf0.1。經(jīng)計算后得結果Pf

=1.90KN行駛速度v理論速度實際速度v=vl

(1-δ)km/h式中：n——發(fā)動機轉速；er——驅動輪動力半徑；dqi〔履帶式一般取0.07〕。Σ經(jīng)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: nc

——各檔的總傳動效率；n——滾動效率；fn——滑轉效率；δn〔一般取q0.9。經(jīng)計算后得結果nT

=0.75(5)履帶機械的附著力Pδ〔要求：附著力應大于或等于履帶行走Ψ〕Pδ=ΨGΨΨ δΨδ0.75；G——取1900KG。Ψ經(jīng)計算后得結果Pδ=14.25KN(符合要求)Ψ3、轉向最大驅動力矩的分析及計算：依據(jù)《GB/T15833-1995林業(yè)輪式和履帶式拖拉機試驗方法》標準要求進展計算：履帶轉向時驅動力說明:同時一前一后運動,實現(xiàn)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履帶接地長度L和履帶軌距B的比值L/B≤1.6。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。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O〔或1O〕作相對轉動時，地面對履帶產(chǎn)生的阻力矩，如下圖，O、O2 1

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

(1)機體質(zhì)量平均安排在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為：式中:M〔kg〕；L-履帶接地長度(m)。qG

1900

593.75(kg/m)2L 21.6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u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OO，移動距離為x。12 0圖5-3依據(jù)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xdx，安排在其上的車體重力為qdx，總轉向阻力矩可按下式：Mxx Lx LMxxu22 0

0uqxd

0

0uqxd式中:U-轉向阻力系數(shù)。uu= max R

=0.450.85+0.15式中:umax

B-車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。〕M Lx Lx M將式u

22

0uqxd2

0uqxd

代入上式積分得并簡化得：xx 0 0 xM

uGL0.4519001.6

342N.mu 4 4轉向驅動力矩(假設機器重心及履帶行走裝置幾何中心相重合)把轉向半徑和0考慮。當轉向半徑如以下圖所示，兩側履帶都向前運動，此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝同一方向〔即行駛的反方向〕圖5-4當轉向半徑0方向，外側、內(nèi)側履帶受力分別為：圖5-5式中:F,F-分別為內(nèi)側前進阻力和驅動力；f1F,F

f1-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〔即F=Ff1 f2

=1Gf=14602轉向時的最大驅動力矩為：M=max｛F

F｝rmax

q1，q2式中：r—驅動輪節(jié)圓直徑?！?〕大半徑區(qū)R B〉2

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：λ—轉向比，轉向時的最大驅動力矩為：

F×rmax

經(jīng)過以上介紹及公式計算得：M=396N.m；u〉分別計算轉向半徑R B〉2

和0的狀況：得到：MF×r=1733.1N.m.max=q2得主動輪上的最大的驅動力及力矩為：M=Fmax q2

×r=1733.1N.m所得結果相同。4、傳動裝置的設計及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，附著性能和轉彎性能符合要求。依據(jù)本機的設計參數(shù)，確定履帶的主要參數(shù)為整機的重量。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0 0量，單位為t。閱歷公式：L≈1.070

=1.07×(1.9)^(1/3)=1.325m 取L33G

=1225mmL≈L0

+0.35h0

=1600+0.35×860=1901mm即B≈1495mm即b≈400

480mm取b=460mm~履帶節(jié)距t0

和驅動輪齒數(shù)z應當滿足強度、剛度要求。在此狀況下，盡量選擇小的數(shù)值，以降低履帶高度。依據(jù)節(jié)距及整機重量的關系：t=(1517.5)40 ~G,其中t的單位為mm,G的單0位為kg.L’表示履帶全長則zt則0L”2L 002

1～2t 2 3

2=4680mm 依據(jù)計算的及實際的資料：選型號為52節(jié)，每節(jié)90mm,寬度400mm的履帶。接地比壓：參照《GB/T7586-2023拉機本身的重力很大，很簡潔陷入松軟的土地中，加上履帶后增大了及地面的接觸面積，減小了壓強；=14.55KPaLmE——接地比壓，單位為KPaag——標準重力加速度，9.8m/S2nM——工作質(zhì)量，單位為KgWm4五、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,此時嚙合平概念,由于即使在設計上使履帶及鏈輪節(jié)距相等,履帶在使用過程中將產(chǎn)生節(jié)距變化(如彈性伸長,履帶銷和銷孔磨損伸長等),嚙合實際上為履帶及鏈輪的嚙合要么是超節(jié)距,要么是亞節(jié)距,等節(jié)距嚙合實際上很僅由馬上退出嚙合的一個鏈輪齒來完成,但對于頻繁轉變方向的機器,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),嚴峻時甚至由于運動干預而不計方法,使履帶銷順當進入和退出嚙合,削減接觸面的沖擊;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。確定驅動輪主要尺寸〔則依據(jù)相關數(shù)據(jù)得〕：分度圓直徑 =400mm齒頂圓直徑 =395mmdamax

=d+1.25p-dr

=400+1.25×84-48=457mm齒根圓直徑d=d11.6pd 40011.68448=427.6mmamin

z

15d=〔427.6~457〕mm，依據(jù)相關數(shù)據(jù)取da

=448mm分度圓弦高df

=d-d=400-48=352mmrh=0.6250.8p0.5d 0.250.8840.542=4.48mm amax z

r 15hamin

=0.5〔p-dr

〕=0.5×〔84-48〕=18mmh=〔4.48~18〕mm，依據(jù)相關數(shù)據(jù)取h=11.5mma a確定驅動輪齒槽外形試驗和使用說明，齒槽外形在肯定范圍內(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狀況時選擇齒形參數(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展互換。圖5-6齒面圓弧半徑

r=0.008d

〔z2+180〕

=0.12d

〔z+2〕e齒溝圓弧半徑 r

emaxr=0.505d

r+0.069

emin33dr

r=0.505di則依據(jù)相關數(shù)據(jù)得：

imax

imin r齒面圓弧半徑 r=0.008d

(z2+180)=155.52mmemaxremin

=0.12dr

r(z+2)=98mmr=(98155.52)mm33dr齒溝圓弧半徑 rimax

~=0.505dr

+0.069

=24.49mmrimin

=0.505dr

=24.24mm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

r=(24.24i

24.49)mm~動力輸出旋耕變速動力輸出旋耕變速一檔二檔齒齒齒模傳傳轉數(shù) 齒編齒數(shù)模數(shù) 轉數(shù)軸編數(shù)數(shù)動動r/min 號 z m r/min號 z m 比 比一級二級三級四級五級六級2、變速器構造設計及動力傳遞分析變速器主要由機械式變速傳動裝置及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局部、動力輸出軸減速局部、動力輸出軸局部、液壓無極變速換向局部、機械換擋局部、牙嵌式離合器轉向控制局部、牙嵌式離合器轉向傳動局部、左側履帶驅動局部及右側履帶驅動局部，而箱體安裝在發(fā)動機動力輸出位置處。液壓無極變速換向局部中，液壓馬達安裝于箱體一側，液壓傳動軸一端安裝于箱體內(nèi)，另一端插裝于液壓傳動花鍵軸內(nèi)，液壓傳動花鍵軸安裝液壓傳動軸分別及液壓傳動花鍵軸花鍵協(xié)作并傳遞動力，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；從動錐齒輪及動力輸入局部中的主動錐齒輪嚙合。機械換擋局部中，換擋主動軸及換擋從動軸分別安裝于箱體內(nèi)，換擋主動齒輪套裝于換擋主動軸，并及馬達動力輸出齒輪嚙合，在馬達動力輸出齒輪的驅動下?lián)Q擋主動齒輪帶動換擋主動軸旋轉。牙嵌式離合器轉向掌握局部中，左牙嵌式離合器掌握局部及右牙嵌式離合器掌握局部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(nèi)，左端蓋緊固安裝于箱體上，左掌握搖臂用于對左離合套和左多片式制動器進展掌握，左多片式制動器安裝于箱體內(nèi)，左離合套及左多片式制動器協(xié)作安裝，左復位彈簧設置在左多片式制動器上方，左離合套同時及左牙嵌式離合器傳動雙聯(lián)齒輪、牙嵌式離合器主動齒輪的左側內(nèi)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(lián)齒輪；而牙嵌式離合器主軸右端