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1、整車參數(shù)計算 根據(jù)《GB/T 3871.2-2006 農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第2 部份：整機參數(shù)測量》標準要求進行計算： 一、 基本參數(shù) 序號 項目 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) 330015502250 4 發(fā)動機型號 YN38GB2 5 發(fā)動機標定功率 57 kW 6 整機重量 1609Kg 7 最高行走速度 12km/h 8 接地比壓 24kpa 9 履帶接地長 1000mm 10 動力輸出軸功率 49.4kW 11 最大牽引力 11.38kN

2、 12 標定轉(zhuǎn)速 2600r/min 13 動力輸出軸轉(zhuǎn)速 540/720r/min 14 懸掛裝置型式 后置三點置掛 15 爬坡能力 <300 16 驅(qū)動輪半徑 275mm 17 底盤軌距 1050mm 8 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1825kg 2、總質(zhì)量M總 M總=M0+M1+ M2 =1825+300+75=2200 kg M1載質(zhì)量：300kg M2駕駛員質(zhì)量：75kg 3、使用質(zhì)量：M總=M0+ M2 =1825+75=1900 kg 4、質(zhì)心位置 根據(jù)《GB/T 3871.

3、15-2006 農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第15部份:質(zhì)心》標準要求進行計算： 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=546mm 5、穩(wěn)定性計算 a、保證拖拉機爬坡時不縱向翻傾的條件是： ＞δ=0.7 （δ為滑轉(zhuǎn)率） 空載時：830/450=1.84＞0.7 滿載時：605/546=1.11＞0.7 滿足條件。 b、保證拖拉機在無橫向坡度轉(zhuǎn)彎時，不橫向翻傾的條件是： ＞δ=0.7 a—軌距

4、， a=1200mm h—質(zhì)心至地面距離mm 空載：=1.33＞0.7 滿載：=1.10＞0.7 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 根據(jù)《GB/T 1147.1-2007 中小功率內(nèi)燃機第1 部份：通用技術條件》標準要求進行計算： 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(zhuǎn)速為2600r/min. (1)最高設計車速Vmax=8 km/h，所需功率： Pemax =( pf + pw )kw =6.188kW (2)根據(jù)柴油機全負荷速度特

5、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： pemax =( pf + pi +pw )kw =6.948kw 上述兩式中： Pf ——滾動阻力消耗的功率； Pw——空氣阻力消耗的功率； Pi ——坡度阻力消耗的功率； η——傳動效率系數(shù)，取η =0.9； f——滾動阻力系數(shù)，取f=0.02； Cd ——空氣阻力系數(shù)，取Cd =0.9； A——拖拉機前進方向迎風面積A=BH（寬高）= 1.401.15 Va——拖拉機取低檔速度Va=4km/h; imax——最大爬坡坡度，imax=25%；

6、 G——拖拉機總質(zhì)量，G總 =2200kg。（注：表示履拖在工作狀態(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，并有一定功率儲備，故能夠滿足設計要求。 五、履帶式底盤的設計與確定 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。所以根據(jù)農(nóng)用履帶式拖拉機對整個裝置進行較完整的配合與加工等一系列的設計。 履帶行走裝置有“四輪一帶”（驅(qū)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。 機械行走時,驅(qū)動輪在履帶緊邊產(chǎn)生一個拉力，力圖把履帶從支

7、重輪下拉出。出于支重輪下的履帶與地面有足夠的附著力，阻止履帶的拉出，迫使驅(qū)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5500~8500kg, 接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓力較大。經(jīng)數(shù)年耕作后, 在土壤的耕層下面將生成硬底層, 不利于土壤的蓄水保墑和作物的生長。即使經(jīng)過深度翻耙, 依然會保持碎小的板結硬塊,土壤的顯微結構遭到了破壞。附著性能差, 滑轉(zhuǎn)率高。 橡膠履帶拖拉機牽引力大, 適合重負荷作業(yè)( 如耕、耙等) , 接地比壓小,對農(nóng)田壓實、破壞程度輕, 特別適合在低、濕地作業(yè), 而且除田間作業(yè)外, 還在農(nóng)田基本建設

8、和小型水利工程中用作推土機, 綜合利用程度較高。 依據(jù)輪式與大功率履帶機械的特點，以其以上所敘述的比較分析，綜合考慮后得出采用：三角形式的“四輪一帶”橡膠履帶行走裝置。 履帶整機參數(shù)初步確定以后，應進行計算該履帶機械的基本性能是否滿足預期要求，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： 根據(jù)《GB/T 3871.9-2006 農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程第9部份：牽引功率試驗》標準要求進行計算： 計算工況：計算時所用的工況一般為：在使用重量狀態(tài)與水平區(qū)段的茬地上（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（牽引線與地面平行）全油門等速行駛。

9、 (1) 履帶式傳動的驅(qū)動力Pq 履帶傳動kgf 式中: Me ——發(fā)動機轉(zhuǎn)矩kgf； iS——各檔總傳動比；h nc ——各檔總傳動效率； rdq ——驅(qū)動輪動力半徑m；h nq ——履帶驅(qū)動段半徑效率，計算時一般去取nq =0.95。 Gsmax=2Lobqp ; Gsmax=1.5PTN ; PTN =（1.1-1.2）PT 。 式中：Gsmax--—最大使用重量； Lo——履帶接地長度； b——履帶板寬度； qp ——一般為0.35～

10、0.5 kgf/cm2 ； PTN ——額定牽引力； PT ——牽引力。 根據(jù)(2)中的活動阻力Pf ，經(jīng)計算即可得Pq) 經(jīng)計算后得結果Pq=12.775KN. (2) 履帶式傳動的活動阻力Pf Pf =fGs kgf 式中: Gs——使用重量(kgf)； f ——履帶式一般取0.1。 經(jīng)計算后得結果Pf =1.90KN (3) 行駛速度v 理論速度 實際速度v=vl (1-δ) km/h 式中： ne——發(fā)動機轉(zhuǎn)速； rdq ——驅(qū)動輪動力半徑； iΣ——

11、驅(qū)動輪輪滑轉(zhuǎn)率（履帶式一般取0.07）。 經(jīng)計算后得結果v=（1.15~6）km/h （4）履帶式傳動的牽引效率nT 式中: hnc ——各檔的總傳動效率； hnf ——滾動效率； hnδ——滑轉(zhuǎn)效率； hnq ——履帶驅(qū)動帶效率（一般取0.95）。經(jīng)計算后得結果nT =0.75 (5) 履帶機械的附著力PΨδd （要求：附著力應大于或等于履帶行走機構的牽引力且大于等于各阻力之和。）PΨδ =ΨδGΨy 式中:Ψδ——一般取0.75； GΨy——取1900KG。 經(jīng)計算后得結果PΨδ=14.25KN (符合要求) 3、轉(zhuǎn)向最大驅(qū)動力矩的分析與計算

12、： 根據(jù)《GB/T 15833-1995 林業(yè)輪式和履帶式拖拉機試驗方法》標準要求進行計算： (1) 履帶轉(zhuǎn)向時驅(qū)動力說明: 履帶行走裝置在轉(zhuǎn)向時, 需要切斷一邊履帶的動力并對該履帶進行制動, 使其靜止不動, 靠另一邊履帶的推動來進行轉(zhuǎn)向, 或者將兩條履帶同時一前一后運動, 實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向, 但兩種轉(zhuǎn)向方式所需最大驅(qū)動力一樣。因此以機器單條履帶制動左轉(zhuǎn)為例, 見圖： 圖5-2 履帶轉(zhuǎn)左向示意圖 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(zhuǎn),產(chǎn)生轉(zhuǎn)向阻力矩Mr,右邊履帶的行走阻力Fr/2 。一般情況,履帶接地長度L和履帶軌距B 的比值L/

13、B≤1.6。同時, L/ B 值也直接影響轉(zhuǎn)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(qū)動力。 (2) 轉(zhuǎn)向驅(qū)動力矩的計算轉(zhuǎn)向阻力矩是履帶繞其本身轉(zhuǎn)動中心O1（或O2）作相對轉(zhuǎn)動時，地面對履帶產(chǎn)生的阻力矩，如圖所示，O1、O2 分別為兩條履帶的瞬時轉(zhuǎn)向中心。 為便于計算轉(zhuǎn)向阻力矩Mr 的數(shù)值，作如下兩點假設：(1)機體質(zhì)量平均分配在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為： 式中:M-總質(zhì)量（kg）； L-履帶接地長度(m)。 經(jīng)過計算： 形成轉(zhuǎn)向阻力矩Mu的反力都是橫向力且是均勻分

14、布的。履帶拖拉機牽引負荷在轉(zhuǎn)向時存在橫向分力，在橫向分力的影響下，車輛的轉(zhuǎn)向軸線將由原來通 過履帶接地幾何中心移至O1O2 ，移動距離為x0 。 圖5-3 履帶轉(zhuǎn)向受力圖 根據(jù)上述假設，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動中心的距離為x， 則微小單元長度為dx，分配在其上的車體重力為qdx，總轉(zhuǎn)向阻力矩可按下式： 式中:U-轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)。 m 式中: -車輛作急轉(zhuǎn)彎時轉(zhuǎn)彎的轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)； B—履帶軌距。） 將式代入上式積分得并簡化得： 即： （3）轉(zhuǎn)向驅(qū)動力矩(假設機器重心與履帶行走裝置幾何中心相重合)把轉(zhuǎn)向

15、半徑 和0 分別考慮。 1)當轉(zhuǎn)向半徑如下圖所示，兩側(cè)履帶都向前運動，此時兩側(cè)履帶受地面摩擦阻力朝同一方向（即行駛的反方向），外側(cè)、內(nèi)側(cè)履帶受力分別為： 圖5-4 右轉(zhuǎn)向示意圖 2)當轉(zhuǎn)向半徑0 ≤ 如下圖所示，此時兩側(cè)履帶受地面摩擦阻力朝反 方向，外側(cè)、內(nèi)側(cè)履帶受力分別為： 圖5-5 左轉(zhuǎn)向示意圖 式中: Ff1,Ff1 -分別為內(nèi)側(cè)前進阻力和驅(qū)動力； Fq1,Fq2 -分別為外側(cè)前進阻力和驅(qū)動力。 考慮機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力 為： Ff1 =Ff2 =Gf 式中:f — 履帶滾動阻力系數(shù) （即Ff1 =Ff2 =Gf =1460

16、N） 轉(zhuǎn)向時的最大驅(qū)動力矩為： Mmax =max 式中：r—驅(qū)動輪節(jié)圓直徑。 3）大半徑區(qū)轉(zhuǎn)向行駛時主動輪上的力： 小半徑區(qū)0轉(zhuǎn)向行駛時主動輪上的力： 式中：λ—轉(zhuǎn)向比， 轉(zhuǎn)向時的最大驅(qū)動力矩為： Mmax =max 經(jīng)過以上介紹及公式計算得： Mu=396N.m； 分別計算轉(zhuǎn)向半徑和0的情況： 得到：Mmax =Fq2

17、 r =1733.1N.m. 得主動輪上的最大的驅(qū)動力及力矩為：Mmax =Fq2 r =1733.1N.m所得結果相同。 4、傳動裝置的設計與計算 （1）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(zhuǎn)彎性能符合要求。根據(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. L0表示為接地長度，單位m，h0 表示履帶的高度，單位m，G表示整機重量，單位為t。經(jīng)驗公式： L0 ≈=1.07(1. 9)^(1/3)=1.325 m 取L0 =1225 mm L≈L0 +0.35h0 =1600+0.358

18、60=1901mm 即B≈1495mm 即b≈400~480 mm 取b=460 mm 履帶節(jié)距t0 和驅(qū)動輪齒數(shù)z應該滿足強度、剛度要求。在此情況下，盡量選擇小的數(shù)值，以降低履帶高度。 根據(jù)節(jié)距與整機重量的關系：t0 =(15~17.5),其中t0 的單位為mm,G的單 位為kg. L’表示履帶全長 則=4680mm 根據(jù)計算的與實際的資料：選型號為52節(jié)，每節(jié)90mm,寬度400mm的履帶。 （2）接地比壓： 參照《GB/T 7586-2008 液壓挖掘機試驗方法》標準要求進行計算：拖拉機本身的重力很大，很容易陷入松軟的土地中，加上履帶后增大了與地面的接觸

19、面積，減小了壓強； =14.55KPa L ——履帶接地長度，單位為m Ea ——接地比壓，單位為KPa gn ——標準重力加速度，9.8m/S2 M——工作質(zhì)量，單位為Kg W4 ——履帶板寬，單位為m 五、驅(qū)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)距嚙合主要指履帶節(jié)距與鏈輪節(jié)矩相等。在等節(jié)距嚙合時, 履帶嚙合副是多齒傳動, 履帶牽引力由嚙合各齒分擔, 各個齒所受的負荷較小, 此時嚙合平穩(wěn)、沖擊振動小, 使用壽命較長。但在實際中

20、, 等節(jié)距嚙合只是一個理論概念, 因為即使在設計上使履帶與鏈輪節(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), 嚙合實際上為超節(jié)距嚙合。且因圖紙標注公差、制造誤差等使履帶在一定范圍內(nèi)波動, 履帶與鏈輪的嚙合要么是超節(jié)距, 要么是亞節(jié)距, 等節(jié)距嚙合實際上很難存在于嚙合過程中。在亞節(jié)距嚙合過程中, 鏈輪與履帶銷之間力的傳遞僅由即將退出嚙合的一個鏈輪齒來完成, 但對于頻繁改變方向的機器, 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), 嚴重時甚至由于運動干涉而不能退出嚙合。因此, 在設計過程中應根據(jù)工作工

21、況, 靈活采取相適應的設計方法, 使履帶銷順利進入和退出嚙合, 減少接觸面的沖擊; 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(qū)動輪選用鏈輪的設計方案。 1. 確定驅(qū)動輪主要尺寸（則根據(jù)相關數(shù)據(jù)得）： 分度圓直徑 =400mm 齒頂圓直徑 =395mm damax =d+1.25p-dr =400+1.2584-48=457 mm 齒根圓直徑 damin = =427.6mm da =（427.6 ~457）mm，根據(jù)相關數(shù)據(jù)取da =448 mm 分度圓弦高df =d-dr=400-48=352mm h

22、amax ==4.48mm hamin =0.5（p-dr）=0.5（84-48）=18mm ha=（4.48 ~18）mm，根據(jù)相關數(shù)據(jù)取ha =11.5 mm 2. 確定驅(qū)動輪齒槽形狀 試驗和使用表明，齒槽形狀在一定范圍內(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情況時選擇齒形參數(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行互換。 圖5-6 驅(qū)動輪圖 齒面圓弧半徑 re remax =0.008dr（z2 +180） remin =0.12dr（z+2） 齒溝圓弧半徑 ri rim

23、ax =0.505 dr +0.069 rimin =0.505 dr 則根據(jù)相關數(shù)據(jù)得： 齒面圓弧半徑 remax=0.008dr (z2+180)=155.52mm remin =0.12dr (z+2)=98mmr re=(98~155.52) mm 齒溝圓弧半徑 rimax =0.505dr +0.069 =24.49 mm rimin =0.505dr =24.24 mm

24、 ri =(24.24 ~24.49) mm 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 動力輸出旋耕變速 一檔 二檔 軸 齒編 號 齒數(shù) z 模數(shù) m 傳動 比 轉(zhuǎn)數(shù) r/min 齒編 號 齒數(shù) z 模數(shù) m 傳動 比 轉(zhuǎn)數(shù) r/min 一 級 二 級

25、 三 級 四 級 五 級 六 級 2、變速器結構設計與動力傳遞分析 變速器主要由機械式變速傳動裝置與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部分、動力輸出軸減速部分、動力輸出軸部分、液壓無極變速換向部分、機械換擋部分、牙嵌式離合器轉(zhuǎn)向控制部分、牙嵌式離合器轉(zhuǎn)向傳動部分、左側(cè)履帶驅(qū)動部分及右側(cè)履帶

26、驅(qū)動部分，而箱體安裝在發(fā)動機動力輸出位置處。 液壓無極變速換向部分中，液壓馬達安裝于箱體一側(cè)，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于箱體內(nèi)，且馬達動力輸入軸插裝于液壓傳動花鍵軸內(nèi)，馬達動力輸入軸、液壓傳動軸分別與液壓傳動花鍵軸花鍵配合并傳遞動力，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；從動錐齒輪與動力輸入部分中的主動錐齒輪嚙合。 機械換擋部分中，換擋主動軸與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，并與馬達動力輸出齒輪嚙合，在馬達動力輸出齒輪的驅(qū)動下?lián)Q擋主動齒輪帶動換擋主動軸旋轉(zhuǎn)。 牙嵌式離合器

27、轉(zhuǎn)向控制部分中，左牙嵌式離合器控制部分與右牙嵌式離合器控制部分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，左控制搖臂用于對左離合套和左多片式制動器進行控制，左多片式制動器安裝于箱體內(nèi)，左離合套與左多片式制動器配合安裝，左復位彈簧設置在左多片式制動器上方，左離合套同時與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(cè)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安裝于右端蓋內(nèi)，右端蓋緊固安裝于箱體上，右控制搖臂用于對右離合套和右多片式制動器進行

28、控制，右多片式制動器安裝于箱體內(nèi)，右離合套與右多片式制動器配合安裝，右復位彈簧設置在右多片式制動器上方，右離合套同時與右牙嵌式離合器傳動雙聯(lián)齒輪、牙嵌式離合器主動齒輪的右側(cè)內(nèi)齒圈嚙合，將牙嵌式離合器主動齒輪的動力傳遞給右牙嵌式離合器傳動雙聯(lián)齒輪。 1 動力輸入軸 2 箱體 3 靜液壓無極變速輸入軸 4 齒輪換擋機構 5 10 牙嵌式離合轉(zhuǎn)向機構 6 9 左右側(cè)中間傳動 7 8 左右驅(qū)動總成 11 靜液壓驅(qū)動系統(tǒng) 圖5-7 變速器結構圖 圖5-8動力傳遞路線圖 七、燃油經(jīng)濟性計算 根據(jù)《GB/T 15833-1995 林業(yè)輪式和履帶式拖拉機試驗方法》標準要求進行計算： 1.平

29、均小時工作油耗 Gfp kg/h 式中：Gfp ——拖拉機進行單項作業(yè)時的平均小時工作油耗；單位：kg/h Gk ——拖拉機進行單項作業(yè)時的總油耗；單位：kg Gfk ——拖拉機發(fā)動機空轉(zhuǎn)小時油耗；單位：kg/h 通過計算,滿足要求。 八、制動性能計算 根據(jù)《GB/T 3871.6-2006 農(nóng)林車輛制動性能的確定》標準要求進行計算： 1、制動力 總質(zhì)量：M0=2200Kg=21560N F=21560 0.7=15092N 2、制動距離

30、 =2.85m 式中：δ——滑轉(zhuǎn)率取0.7 V0 ——制動初速度，V0 =7km/h=1.94m/s. 制動距離滿足要求。 九、電源電路設計 采用柴油機驅(qū)動，電源系統(tǒng)主要包含蓄電池、啟動電路、充電電路、發(fā)動機狀態(tài)監(jiān)測電路（水溫、機油壓力、轉(zhuǎn)速）、儀表、燈光、喇叭等。其中，蓄電池采用兩個12V60AH并聯(lián)組成24V供電電路，其所有電器系統(tǒng)采用24V供電。 圖5-9 電源系統(tǒng)圖 十、液壓系統(tǒng)設計 共包含兩組液壓裝置。一組為靜液壓驅(qū)動裝置（注：該機構選型后外協(xié)采購，主要由液壓泵、液壓馬達、調(diào)速手柄、濾清器、油箱等組成閉式系統(tǒng)），另一組為轉(zhuǎn)向、舉升液壓裝置組成，如下圖所示：。 圖5-10 液壓系統(tǒng)圖 偶i哦i破口ioh價格低哦 29