履带车辆设计计算说明书

整车参数计算依据《GB/T3871。2-2023农业拖拉机试验规程第2部份：整机参数测量》标准要求进展计算：一、 根本参数序号 工程 参数内容1拖拉机型号2型式履带式3外形尺寸〔长×宽×高)3300×1550×22504发动机型号YN38GB25发动机标定功率57kW6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爬坡力量<30016驱动轮半径275mm17底盘轨距1050mm8履带最大高度860mm二、质量参数的计算1、整备质量M为1825kg；02、总质量M总M总=M0+M1+M2=1825+300+75=2200kgM1载质量：300kg M2驾驶员质量:75kg3、使用质量：M总=M0+M2=1825+75=1900kg4、质心位置依据《GB/T3871.15-2023农业拖拉机试验规程第15部份:质心》标准要求进展计算：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=546mm5、稳定性计算a、保证拖拉机爬坡时不纵向翻倾的条件是:A00h＞δ=0.7(δ为滑转率)0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：a2h＞δ=0。7a—轨距，a=1200mmh—质心至地面距离mm1200245012002546

=1。33＞0。7=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、发动机匹配依据《GB/T1147。1—2023中小功率内燃机第1部份：通用技术条件》标准要求进展计算：XJ—782LTYN38GB2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

1=〔pn

+p〕kww1mgfv CAV3

max〔

maxmn 3600 76140 122009.80.028 0.91.41.1583 0.9

3600

76140 =6。188kW(2〕V2=4km/h.选用V2=4km/h,最大爬坡度为25％时,计算所需功率：1pemax

=(pn

+p+pi

〕kw

mgi v CAV3

max ad

amn 3600 3600 76140 122009.80.028 22009.80.254 0.91.41.1543 0.9

3600

3600

76140 =6.948kw上述两式中：P——滚动阻力消耗的功率；fP—-空气阻力消耗的功率；wP-—坡度阻力消耗的功率;iη—-传动效率系数,取η=0.9；f——滚动阻力系数,取f=0.02;C—-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〕=1.40×1.15V-—拖拉机取低档速度V=4km/h;a ai——最大爬坡坡度，i=25%；max maxG—-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P和低档速度爬25emax率均小于YN38GB2柴油机的标定功率57kW，并有肯定功率储藏，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。所以依据农用履带式拖拉机对整个装置进展较完整的协作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。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墒和作物的生长。即使经过深度翻耙,照旧会保持碎小的板结硬块，土壤的显微构造遭到了破坏。实、破坏程度轻，特别适合在低、湿地作业,而且除田间作业外，还在农田根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，以其以上所表达的比较分析,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，应进展计算该履带机械的根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:依据《GB/T3871.9-2023农业拖拉机试验规程第9部份：牵引功率试验》标准要求进展计算：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Pqmiη履带传动p q

e ckgfrdq式中:Me

—-发动机转矩kgf；i——各档总传动比；n—-各档总传动效率；cr——驱动轮动力半径m；dqn—-履带驱动段半径效率,计算时一般去取nq

=0。95。G=2Lbq；

=1.5P

; P=(1.1—1。2〕P。smax o p smax TN TN T式中：G--—最大使用重量;smaxL—-履带接地长度;ob——履带板宽度；q0.3～0.5kgfc2；pP--额定牵引力；TNP—-牵引力。T依据(2)中的活动阻力Pf

，经计算即可得P)q经计算后得结果P=12。775KN.q(2〕履带式传动的活动阻力PfPfGkgff= s式中:G—-使用重量(kgf);sf-—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v1

=0.377

nre i∑

km/h实际速度v=vl

(1-δ)km/h式中：n——发动机转速；er——驱动轮动力半径;dqi——驱动轮轮滑转率〔履带式一般取0.07〕。Σ经计算后得结果v=〔1.156〕km/h~〔4)履带式传动的牵引效率nT式中: ncnfn

——各档的总传动效率；——滚动效率;--滑转效率；δnq后得结果nT

--履带驱动带效率〔0.9。经计算=0.75δ(5)履带机械的附着力PδΨ

〔于等于各阻力之和〕P =ΨGΨΨδ δ式中:Ψ—-一般取0.75;δG——取1900KG。Ψ经计算后得结果P =14。25KN〔符合要求〕Ψδ3、转向最大驱动力矩的分析与计算：依据《GB/T15833—1995林业轮式和履带式拖拉机试验方法》标准要求进展计算：履带转向时驱动力说明:动，靠另一边履带的推动来进展转向,或者将两条履带同时一前一后运动,实现原地转向,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，1产生转向阻力矩Mr,右边履带的行走阻力Fr/2L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O〔或O作相对转动时,1 2地面对履带产生的阻力矩，如下图，OO分别为两条履带的瞬时转向中心。1 2为便于计算转向阻力矩Mr

的数值，作如下两点假设:(1)机体质量平均安排在两条履带上，且单位履带长度上的负荷为:q=m2L式中：M-总质量〔kg〕;L-履带接地长度(m〕。qG

1900

593.75(kg/m)2L 21.6形成转向阻力矩M的反力都是横向力且是均匀分布的u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OO,移动距离为x。12 0图5-3履带转向受力图上任何一点到转动中心的距离为x,则微小单元长度为dx，安排在其上的车体重力为qdx，总转向阻力矩可按下式： Lx

xLxMu22M 0

2x0x

0uqxd式中:U—转向阻力系数。uu= max

=0.450.85+0.15B式中:

u -车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； B—履带轨距。〕xx Lx

Lx

uGLMu

22 0

2x0x

代入上式积分得并简化得：M = u 4即：M u

uGL0.4519001.6342N.m4 4(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RB和0RB分别考虑。2 2RB如以下图所示,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：图5-4右转向示意图当转向半径0RB如以下图所示,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；f1 f1F,F-分别为外侧前进阻力和驱动力.q1 q2考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力为：F=Ff1 f2

1=G2f式中：f—履带滚动阻力系数〔即Ff1

f2 2转向时的最大驱动力矩为:M=max｛F

Frmax

式中：r-驱动轮节圆直径。BR〉转向行驶时主动轮上的力：2F GfF q2 2 2F Gf q1 2 2小半径区0≤RB转向行驶时主动轮上的力：2F GfF q2 2 2F G

f q1式中：λ-LB转向时的最大驱动力矩为：

2 2M=ma｛F F×rmax

q1，q2经过以上介绍及公式计算得：M=396N。m；uB B分别计算转向半径R〉和0≤R≤2 2

的状况:得到：MF×r=1733.1N。m.max=q2得主动轮上的最大的驱动力及力矩为：M=Fmax q2

×r=1733。1N.m所得结果一样.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。依据本机的设计参数,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，单位为t.经0 0验公式：L≈1.073G=1。07×〔1。9)^〔1/3)=1.325m 取L0

=1225mmL≈L0

+0。35h0

=1600+0.35×860=1901mmL0≈1.07 Bb ≈0.25~0.3 即b≈400

480mm取b=460mmL ～0履带节距t0

和驱动轮齿数z以降低履带高度。依据节距与整机重量的关系：t=〔1517.5)4G，其中t的单位为mm,G的单0 ～0位为kg.L’表示履带全长zt 1 2则L”2L0 0 ～t

2=4680mm2 2 30依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—2023液压挖掘机试验方法》标准要求进展计算：拖拉机本身的重力gME nLWa 2023LW4 9.8190020230.41.6=14.55KPaLmE-—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、驱动轮的计算理论概念,由于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(制造误差等使履带在肯定范围内波动，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,严峻时甚至由于运动干预而不能退出啮合。因此,在设计过程中应依据工作工况,敏捷实行相适应的设计方法，使履带销顺当进入和退出啮合,削减接触面的冲击;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.确定驱动轮主要尺寸〔则依据相关数据得):分度圆直径 d= p

= 84

=400mmsin180o 0.2079z齿顶圆直径 d= p

= 84

=395mmtan180o 0.2126zd

=d+1.25p—dr

=400+1.25×84-48=457mm齿根圆直径d=d11.6pd 40011.68448=427。6mm amin

z

15d=〔427。6～457〕mm，依据相关数据取da

=448mm分度圆弦高df

=d—d=400—48=352mmrhamax

=0.625

0.8p0.5dz

0.25

0.8840.542=4。48mm1515hamin

=0.5(p—d〕=0.5×〔84-48〕=18mmrh=〔4。48~18〕mm，依据相关数据取h=11。5mma a确定驱动轮齿槽外形试验和使用说明，齿槽外形在肯定范围内变动，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状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展互换.图5—6驱动轮图齿面圆弧半径 re

remax

=0。008d〔z2r

+180)remin

=0。12d(z+2)r齿沟圆弧半径 ri则依据相关数据得：

rimax

=0。505dr

+0.0693dr rimin

=0.505dr齿面圆弧半径 r=0。008demax r

〔2+18〕=155.5mmremin

=0。12dr

(z+2)=98mmr=(9815。52)mme齿沟圆弧半径 rimax

～=0.505dr

+0。0693dr=24。49mmrimin

=0.505dr

=24。24mmi

24。49〕mm~齿沟角

max

140o

90oz

134oamin

120o

90oz

114o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动力输出旋耕变速轴齿编号齿数z一档模数 传动m 比转数r/min齿编号齿数z二档模数 传动m 比转数r/min一级二级三级四级五级六级2、变速器构造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局部、动力输出轴减速局部、动力输出轴局部、液压无极变速换向局部、分及右侧履带驱动局部，而箱体安装在发动机动力输出位置处。液压无极变速换向局部中，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从动锥齿轮与动力输入局部中的主动锥齿轮啮合。机械换挡局部中，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。牙嵌式离合器主轴左端安装于左端盖内,左端盖紧固安装于箱体上,左掌握摇臂用于对左离器协作安装，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于箱体内，