履带车辆设计计算说明书

1、整车参数计算根拯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）3300X1550X22504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最大牵引力11.38kN12标左转速2600r/min13动力输出轴转速540/720r/min14悬挂装置型式后宜三点垃挂15爬坡能力<30°16驱动轮半径275mm17底盘轨距1050mm8履带

2、最大高度860mm二、质量参数的计算1、整备质量Mo为1825kg ；2、总质量熟M >&=MO+M1+ M2 二 1825+300+75 二 2200 kg血载质量：300kg M2驾驶员质量：75kg3、使用质 M： M 总二 M0+M2 =1825+75=1900 kg4、质心位置根据GB/T387L 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A0二830mm质心至前支承点的距离B二610mm质心至地而的距离h0=450mm满载时：质心至后支承点的距离A0二605mm质心至前支承点的距离B二812mm质心至地而的距离h0二

3、546mm5、稳左性计算a、保证拖拉机爬坡时不纵向翻倾的条件是：% >户.7 （ §为滑转率）空载时：830/450=1. 84>0,7满载时：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：/2/1 >=0. 7 a轨距，a二1200mm h质心至地而距离mm空载:二 1 33>0 - 72x450满载:二 I. ?2x546故拖拉机在空、满载运行中均能满足稳是性要求。三、发动机匹配根据GB" 1147. 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

4、拖拉机配套用昆明云内发动机，型号为：YN38GB2型柴油机，标EE功率为 57kW/h,转速为 2600r/min.（1）最高设讣车速鼻寸km/h,所需功率：尸 z二 _L （巴+几）kwn3-1 g f f Cd-A-V x ；二一（）+ （） kmn3600761401（2200x9g（）.02xb + （）.9xl.4xL15x8一而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/ho选用V2=4km/h,最大爬坡度为25%时，讣算所需功率：1 zPjJ巴=1 "g八）+4皿必）胁77 L 3600360076140_1

5、 r 2200x9.8x0.02x8, z 2200x9.8x0.25x4 x 0.9xl.4xl,15x43 x0.9 L 3600 3600 76140=6. 948kw上述两式中：P.一一滚动阻力消耗的功率：P.一一空气阻力消耗的功率：匚一一坡度阻力消耗的功率；n传动效率系数，取耳二0.9：/一一滚动阻力系数，取£0.02；q空气阻力系数，取q二。.9：A拖拉机前进方向迎风而积A=BXH （宽X高）二1.40X1. 15y 一一拖拉机取低档速度K=4km/h;1 一一最大爬坡坡度，2=25%；G拖拉机总质量，G总二2200kg。（注：表示履拖在工作状态）经计算拖拉机组满载时以最

6、高时速行驶所需功率尸“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,并有一泄功率储备，故能够满足设汁要求。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。履带行走装宜有四轮一带”（驱动轮，支重轮，导向轮，拖带轮或张紧轮，以及履带）， 张紧装苣和行迫机构组成。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 的履带与地而有足够的附着力，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 铺设到地而，

7、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,接地而积比履带拖拉机小，因此接地压 力较 大。经数年耕作后，任上壤的耕层下而将生成硬底层，不利于上壤的蓄水保墙和作物的生长。即 使经过深度翻耙，依然会保持碎小的板结硬块，上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 中用作推上机，综合利用程度较高。依据轮式与大功率履带机械的特点，以英以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出采用： 三角形式的“

8、四轮一带”橡胶履带行走装置。履带整机参数初步确宦以后，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讣算。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，对水用是中等泥脚深度的茬地），带牵引负荷（牵引线与地而平行）全油门等速行 驶。（1）履带式传动的驱动力打履带传动 怯式中：.）/-一发动机转矩kgf：f 2各档总传动比；n 各档总传动效率：5 驱动轮动力半径m：n履带驱动段半径效率

9、，计算时一般去取q二0.95。小二 20%; GJ.汉一 1.2）珥。式中：Gg最大使用重量：L履带接地长度：b履带板宽度：般为 0. 35 so 5 血 f/M：:6额泄牵弓|力;P.牵引力。根据(2)中的活动阻力匚，经讣算即可得)经计算后得结果匚二12.775KN.(2)履带式传动的活动阻力斥P： gkgf式中：&使用重M(kgf):f履带式一般取O.lo经计算后得结果Zs二1.90KN(3)行驶速度v理论速度气=0.377八-W/?J r实际速度尸匕(1-5 ) km/h式中：n 一发动机转速；二一一驱动轮动力半径；让一一驱动轮轮滑转率(履带式一般取0. 07)-经计算后得结果尸

10、(1.156) km/h(4)履带式传动的牵引效率q式中：n各档的总传动效率：%-滚动效率：22 一一滑转效率；n履带驱动带效率(一般取0.95)。经计算后得结果叫二0. 75(5)履带机械的附着力几(要求：附着力应大于或等于履带行泄机构的牵引力且大于等于各 阻力之和。）只建二中胪中式中：般取0.75；Gw 取 1900KGO经计算后得结果几飞二14.25KN （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：履带行上装置在转向时，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，

11、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C：点旋转，产 生转向阻力矩Mr,右边履带的行走阻力Fr/2o 一般情况,履带接地长度L和履带轨距B的比值 L/BW1.6o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泄性及接地 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6（或作相对转动时，地面

12、对履 带产生的阻力矩，如图所示，0：、0二分别为两条履带的瞬时转向中心。为便于计算转向阻力矩也的数值，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： tn式中:M-总质量(kg):L.履带接地长度(m)。经过计算：£/ 二一二-二 593.75(八 / m)么 2x1.6word形成转向阻力矩巴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。久移动距离为。在履带支承而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

13、矩可按下式：（LL.一打。广-.coMm = 22 uqxdi + 2 nqxdxJ 0J 0 /式中：1-转向阻力系u -=0.450.85 +0.15-B式中：Wmax-车俩作急转弯时转弯的转向阻力系数：B履带轨距。）r. vor =owugl将式物=2 F uqxd, 2 uqx忆代入上式积分得并简化得：现=.JoJo11m * uGL 0.45x1900x1.6即.现=3427V./W”44（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R二色和0 57? （少别考虑。221）当转向半径7?二色如下图所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地而摩擦阻 2力朝同一

14、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。兔先如下图所示，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： -B-图5-5左转向示意图式中：£尸才别为内侧前进阻力和驱动力； fHJ J -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：式中：f履带滚动阻力系数（即属迅一 GF =1460M 2转向时的最大驱动力矩为：,也二max FqhFqi）八 r式中：r驱动轮肖圆直径。3）大半径区转向行驶时主动轮上的力:厂岁小半径区心转向行驶时主动轮上的力:式中：入一转向比，x=-B转向时的最大驱动力矩为：.

15、l/BK=maXFq| Fq2 ） XF经过以上介绍及公式计算得：.呼396N.m：分别计算转向半径R三和Z?兰的情况： 22得到：轧检= 1733. 1A： m.得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：也 Xr二1733.所得结果相同。4、传动装宜的设计与计算（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。根拯本机的设计参数，确定履带的主要参数为整机的重疑。本机的初左整机重屋 为：1.91.Ao表示为接地长度，单位m,力。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：Z1.07 VG=1.07X（1 9 厂（1/3）二 1

16、.325 功 取£=1225 血叫 +0 35 九二 1600+0. 35X860 二 190一八 1.07 即 41495 M B-A =0.25 0.3 即 ba400> 480 nun 取 b=460 mmA)履带肖距r。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：to = (15*17. 5)英中的单位为mm, G的单 位为kg.P表示履带全长则 L «2L) + bf _Ls-k+2A=4680zn® 212 3j根据计算的与实际的资料：选型号为52节，每节90mm，宽度400mm

17、的履带。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而的接触而积，减小了压强；E =2OOOML_9.8x1900-2000x0.4x1.6二 14. 55KPaL履带接地长度，单位为m5接地比压，单位为KPa氐标准重力加速度，9. 8m/S=M工作质量，单位为KgW；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

18、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 使履带在一左范围内波动，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，在减轻启动冲击方而很有利，而且随着 亚距量的增加，作用更加明显。但在退出啮合时，履带销处于

19、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.确左驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得）：分度圆直径d 二284.180" 一sinZ=400/2齿顶圆直径84tanlA二 395 她 0.2126齿根圆直径,f . 1.6、, = 400+(1-等卜 84-48 =427. 6 如d .= Cl + 1-P - Ur1z/心二 d+1 25p-d

20、r =400+1. 25X84-48=457 迦<=(427.6 “457)册，根据相关数据取d广448据分度圆弦高d 二400-48二352磁r x0 Q ()X0.625d p-0.0.25d x 84-0.5x42=4. 48Az)15h =0.5 (p-d ) =0. 5X (84-48)二 18 迦4xlnrA= (4.48 18)则根据相关数据取h =115 nun2.确左驱动轮齿槽形状试验和使用表明，齿槽形状在一泄范I羽内变动，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

21、5-6驱动轮图齿而圆弧半径 上 r .=).008cL+18。)=0. 12dr(z+2>齿沟圆弧半径r =0. 505 < +0. 069 # =0. 505 d jsax则根据相关数据得:r=0. 008dr (z +180)= 155. 52nim齿而圆弧半径=0. 12c/(z+2)=98znmr=(98455. 52) mmr=0. 505/ +0. 069 ycL =24. 49 nun joax r齿沟圆弧半径r=0. 505d =24. 24 nun mln rr. =(24. 24 *24. 49) rnn齿沟角90”140° z=134°90

22、°%= 12 (T= 11*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 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，列 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