履带车辆设计计算说明

1、 uU=maxr=0.450.85+0.15-Bu式中:B履带轨距。）式中:B履带轨距。）-车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数；将式M=2将式M=2卩2+x0uqxd+f2-x0uqxd代入上式积分得并简化得：M=1xx丿uuGLu4即：M=UGL=45SOx1.6=342N.mu4即：M3）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RB和0RB如下图所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地2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图5-4右转向示意图2）当转向半径0WRB如下图所示，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反2方向，外侧、内侧履带

2、受力分别为：图5-5左转向示意图式中:F,F-分别为内侧前进阻力和驱动力；f1f1F,F-分别为外侧前进阻力和驱动力。q1q2考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力为：F=F=G1ff1f2式中：f履带滚动阻力系数（即F=F=1Gf=1460Nflf22转向时的最大驱动力矩为M=maxFFJxrq1，q2max式中：r驱动轮节圆直径。3）大半径区RB转向行驶时主动轮上的力:2小半径区0R諾转向行驶时主动轮上的力:G二一x2式中：久一转向比，久=B转向时的最大驱动力矩为M二maxFFxr经过以上介绍及公式计算得：maxq1，q2经过以上介绍及公式计算得：M=396N.m；u分别计算转向半径

3、RB和0RB的情况:22得到：M二FXr=1733.1N.m.maxq2得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：M二FXr=1733.1N.m所得结果相同。maxq2max4、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.L表示为接地长度，单位m,h表示履带的高度，单位m,G表示整机重量，单00位为t。经验公式：L1.073G=1.07X（l.9厂（1/3）=1.325m取L=1225mm00LL+0.35h=1600+0.35X860=1

4、901mm0001.07即B1495mmBb0.250.3即b400480mm取b=460mmL0履带节距t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0择小的数值，以降低履带高度。根据节距与整机重量的关系：t=（1517.5）皿，其中t的单位为mm,G的单00位为kg.L表示履带全长则L则L12+2A=4680mm3丿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；gnMn2000W

5、L49.8x19002000 x0.4x1.6=14.55KPaL履带接地长度，单位为mE接地比压，单位为KPaag标准重力加速度，9.8m/S2nM工作质量，单位为KgW履带板宽，单位为m4五、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

6、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

7、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d-p-=400mm.180o0.2079smz齿顶圆直径d-P-=395mm180o0.2126tanzd二d+1.25p-d=400+1.25X84-48=457mmamaxr齿根圆直径(1.6)(1.6)d=d+1一p-d=400+aminIz丿r115丿x84一48=427.6mmd=(427.6457)mm,根据相关数据取d=448mmaa分度圆弦高d=d-d=400-48=352mmfr0.8、(0.8)h=0.625+p0.5d=amax1z丿r115丿x84一

8、0.5x42=4.48mmh=0.5(p-d)=0.5X(84-48)=18mmaminrh=(4.4818)mm,根据相关数据取h=11.5mmaa2.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。齿面圆弧半径齿沟圆弧半径图5-6驱动轮图r=0.008d(z2+180)err=0.12d(齿面圆弧半径齿沟圆弧半径图5-6驱动轮图r=0.008d(z2+180)err=0.12d(z+2)eminrrr=0.505d+0.0693drr

9、=0.505diimaxriminr则根据相关数据得：齿面圆弧半径齿沟圆弧半径r=0.008d(z2+180)=155.52mmemaxrr=0.12d(z+2)=98mmreminrr=(98155.52)mmer=0.505d+0.069Vdr=24.49mmrimaxr=0.505d=24.24mmiminrr=(24.2424.49)mmi齿沟角a=140o900=134omaxzamin=12090o=114六、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

10、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

11、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

12、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。fl-e/fl-e/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l-l-图5-8动力传递路线图七、燃油经济性计算根据G

13、B/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.平均小时工作油耗GkG工tkG=亨二5kg/hfp乙ta式中：G拖拉机进行单项作业时的平均小时工作油耗；单位：kg/hfpG拖拉机进行单项作业时的总油耗；单位：kgkG拖拉机发动机空转小时油耗；单位：kg/hfk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：M=2200Kg=21560NF=21560 x0.7=15092N2、制动距离o+0.15V=2.85m式中：滑转率取0.7V制动初速度，V=7km/h=1.94m/s.00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