履带车辆设计计算说明书

1、整车参数计算根据GB/T 3871.2-2006 农业拖拉机试验规程第 2部份：整机参数测量标准要求进行计算：基本参数序号项目参数内容1拖拉机型号2型式履带式3外形尺寸（长X宽X高）3300 X1550 X22504发动机型号YN38GB25发动机标定功率57 kW6整机重量1609Kg7最高行走速度12km/h8接地比压24kpa9履带接地长1000mm10动力输出轴功率49.4kW11取大牢引力11.38kN12标定转速2600r/min13动力输出轴转速540/720r/min14悬挂装置型式后置三点置挂15爬坡能力0<3016驱动轮半径275mm17底盘轨距1050mm8履带最大

2、高度860mm二、质量参数的计算1、整备质量 Mo为1825kg ;2、总质量M总"总="0+“1+ M2 =1825+300+75=2200 kgM1载质量：300kgM2驾驶员质量：75kg3、使用质量： ”总="0+ M2 =1825+75=1900 kg4、质心位置根据GB/T 3871.15-2006 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

3、的距离 h0=546mm5、稳定性计算a、保证拖拉机爬坡时不纵向翻倾的条件是：A/ho > =0.7 （分为滑转率）00空载时：830/450=1.84 >0.7满载日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:%2h > =0.7 a轨距， a=1200mmh 质心至地面距离 mm01200仝载：_ Atzr =1.33 >0.72 450期却 1200满载：n-=1.10 >0.72 546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/T 1147.1-2007中小功率内燃机第1

4、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=8 km/h ,所需功率:Pemax = 1( Pf + Pw)kw n31 m g f VmaxCd A V max()()kmn 3600761401 (2200 9.8 0.02 8)(0.9 1.4 1.15 8；09(360076140=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%寸，计算所需功

5、率：Pemax = 1 ( Pf + Pi+Pw)kW n31 m g f Va、 / m g iVa、 / Cd A Va、，)(-max-)(-) kmn 360036007614012200 9.8 0.02 8)2200 9.8 0.25 4)0.9 1.4 1。5 43)0.9 '3600360076140=6.948kw上述两式中：Pf滚动阻力消耗的功率；P 空气阻力消耗的功率； w7Pi 坡度阻力消耗的功率；Y传动效率系数，取Y =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=BXH (宽X高)=1.40 X1.

6、15Va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%勺坡时，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

7、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 55008500kg,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埔和作物的生 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

8、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/T 3871.9-2006 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

9、速行驶。(1)履带式传动的驱动力 Pq q履带传动 p q me 7c kgfrdq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=2L°bqp;Gsmax = 1.5PTN ;Ptn = (1.1-1.2) P式中：Gsmax-最大使用重量；I履带接地长度；b履带板宽度；，一,2qp 一般为 0.350.5 kgf/ cm ；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

10、PfPf =fGs kgf式中：Gs使用重量(kgf);f履带式一'般取0.1 O经计算后得结果Pf=1.90KN(3)行驶速度vn r理论速度 v1 =0.377- km/h i工实际速度v=vl(1- ) km/h式中： ne发动机转速；rri 驱动轮动力半径； dq7他驱动轮轮滑转率(履带式一般取0.07)。经计算后得结果v= (1.156) km/h(4)履带式传动的牵引效率 %式中：nc 各档的总传动效率；nf 滚动效率；n滑转效率；nq 一履带驱动带效率(一般取 0.95)。经计算后得结果7=0.75(5)履带机械的附着力P，a (要求：附着力应大于或等于履带行走机构的牵引

11、力且大于 0等于各阻力之和。)P，. =w Gw 00式中:W一般取0.75; 0G，取 1900KG。经计算后得结果P，514.25KN （符合要求）3、转向最大驱动力矩的分析与计算：根据GB/T 15833-1995 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：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。点旋转，产

12、 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/ BW 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01（或。2）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：mq 二 一2L式中：M-总质量（kg）;L-履带接地长度（m）

13、。经过计算： q G 1900593.75（kg/m）2L 2 1.6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:L一 xoMu 22 uqxdx0Lxo2 uqxdx0式中：U-转向阻力系数。maxR0.85+0.15 B= 0.45式中：umax

14、-车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数;B一履带轨距。）将式M uL x0一uqxdx20XO. r ruGLuqxdx代入上式积分得并简化得：Mu二uGL4即：MuuGL40.45 1900416 342 NmWord资料（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、B. B R 一和0 R 0一分别考虑。22B1）当转向半径R ）一如下图所小，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地面摩擦阻 2力朝同一方向（即行驶的反方向），外侧、内侧履带受力分别为:B图5-4右转向示意图B 2）当转向半径0 W R W 如下图所不，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反2方向，外侧、内侧履带

15、受力分别为：R图5-5左转向示意图式中：Ffi,Ffi -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：-1 ,Ffi=Ff2=G-f2式中:f 履带滚动阻力系数（即 Ff1 =Ff2= -Gf =1460 N）2转向时的最大驱动力矩为：Mmax =max Fqi,Fq2r式中：r驱动轮节圆直径。 B3)大半径区R一转向行驶时主动轮上的力:2Fq2Fq1B小半径区0 & R 0 转向行驶时主动轮上的力:2Fq2Fqi式中：入一转向比，X=LB转向时的最大驱动力矩为：Mmax =maX Fqi,Fq2 M经过以上

16、介绍及公式计算得：Mu=396N.m ; BB分别计算转向半径 RB和0 & R WB的情况:22得到：Mmax = Fq2 Xr =1733.1 N.m.得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：Mmax =Fq2 Xr =1733.1 N.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,轨距断口履带板挂宽度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.%表示为接地长度，单位 m,二表示履带的高度，单位 m, G表示整机重量，单位为to经验公式:1.07 3G =1.07 X

17、(1.9)A(1/3)=1.325 m 取 L =1225 mmL= % +0.35 h0 =1600+0.35 X860=1901 mmM .07 即B= 1495mmBb一0.25 0.3 即b = 400480 mm 取b=460 mmL0履带节距和驱动轮齿数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=(1517.5)4 4'G，其中t0的单位为mm,G的单位为kg.L'表示履带全长'- zt。则 L 2L0 22 t0 2 =4680 mm根据计算的与实际的资料:选型号为52节，每节90mm,宽度400

18、mm的履带。(2)接地比压:参照GB/T 7586-2008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;gnM a 2000W4L9.8 19002000 0.4 1.6=14.55KPaL 履带接地长度，单位为 mEa接地比压，单位为KPag n标准重力加速度,9.8m/S2M 工作质量，单位为KgW4履带板宽，单位为五、驱动轮的计算目前，履带啮合的设计标准，各种齿形的设方t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。等节距啮合时，履带啮

19、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

20、，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，在设计过程中应卞据工作工况 ，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）p 84分度圆直径 d =400 mm.180o0.2079sin 一 z, p 84齿顶圆直径d = =395 mmx 180o0.2126tan 一 zdamax =d+1.25p-d r =400+1.25 X84-48=457 mm齿根圆直径./1.61.

21、6damin =d1p dr 4001 84 48 =427.6 mmaz15da = (427.6 457 ) mm,根据相关数据取 da =448 mm分度圆弦高 df=d-d r=400-48=352 mmhamax = 0.625 08 p 0.5d:0.25 0884 0.5 42=4.48 mmaz15h1amin =0.5(Pdr)=0.5 x (84-48 ) =18 mmha= (4.48 18 ) mm,根据相关数据取 ha=11.5 mm2 .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

22、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。齿面圆弧半径齿沟圆弧半径则根据相关数据得:齿面圆弧半径re齿沟圆弧半径图5-6驱动轮图remax =0.008d r (Z +180 ) remin =0.12d r ( Z+2 )ririmax =0.505 dr+0.069 3 drrimin =0.505 dr2remax=0.008d r (z +180)=155.52 mmremin =0.12dr(z+2)=98 mmrre=(98155.52) mmrimax =0.505 dr +0.069 3 d=24.49 mmrimin =0.505 dr=24

23、.24 mmri =(24.24 24.49) mm co90o .o齿沟角amax 140134zamin120o9°- 114。z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齿编 号齿数z模数m传动 比转数r/min级级级四 级五级六 级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

24、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