整車參數計算依據《GB/T3871。2-2023農業拖拉機試驗規程第2部份：整機參數測量》標準要求進展計算：一、 根本參數序號 工程 參數內容1拖拉機型號2型式履帶式3外形尺寸〔長×寬×高)3300×1550×22504發動機型號YN38GB25發動機標定功率57kW6整機重量1609Kg7最高行走速度12km/h8接地比壓24kpa9履帶接地長1000mm10動力輸出軸功率49.4kW11最大牽引力11.38kN12標定轉速2600r/min13動力輸出軸轉速540/720r/min14懸掛裝置型式后置三點置掛15爬坡力量<30016驅動輪半徑275mm17底盤軌距1050mm8履帶最大高度860mm二、質量參數的計算1、整備質量M為1825kg；02、總質量M總M總=M0+M1+M2=1825+300+75=2200kgM1載質量：300kg M2駕駛員質量:75kg3、使用質量：M總=M0+M2=1825+75=1900kg4、質心位置依據《GB/T3871.15-2023農業拖拉機試驗規程第15部份:質心》標準要求進展計算：空載時：質心至后支承點的距離A0=830mm質心至前支承點的距離B=610mm質心至地面的距離h0=450mm滿載時：質心至后支承點的距離A0=605mm質心至前支承點的距離B=812mm質心至地面的距離h0=546mm5、穩定性計算a、保證拖拉機爬坡時不縱向翻傾的條件是:A00h＞δ=0.7(δ為滑轉率)0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彎時，不橫向翻傾的條件是：a2h＞δ=0。7a—軌距，a=1200mmh—質心至地面距離mm1200245012002546

=1。33＞0。7=1。10＞0。7故拖拉機在空、滿載運行中均能滿足穩定性要求.三、發動機匹配依據《GB/T1147。1—2023中小功率內燃機第1部份：通用技術條件》標準要求進展計算：XJ—782LTYN38GB2型柴油機,標定功率為57kW/h，轉速為2600r/min。〔1)最高設計車速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.選用V2=4km/h,最大爬坡度為25％時,計算所需功率：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上述兩式中：P——滾動阻力消耗的功率；fP—-空氣阻力消耗的功率；wP-—坡度阻力消耗的功率;iη—-傳動效率系數,取η=0.9；f——滾動阻力系數,取f=0.02;C—-空氣阻力系數，取Cd

=0.9；A——拖拉機前進方向迎風面積A=B×H〔寬×高〕=1.40×1.15V-—拖拉機取低檔速度V=4km/h;a ai——最大爬坡坡度，i=25%；max maxG—-拖拉機總質量，G總=2200kg.〔注：表示履拖在工作狀態〕經計算拖拉機組滿載時以最高時速行駛所需功率P和低檔速度爬25emax率均小于YN38GB2柴油機的標定功率57kW，并有肯定功率儲藏，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。所以依據農用履帶式拖拉機對整個裝置進展較完整的協作與加工等一系列的設計。履帶行走裝置有“四輪一帶”〔驅動輪，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。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55008500kg，接地面積比履帶拖拉機小,因此接地壓~力較大.經數年耕作后,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。即使經過深度翻耙,照舊會保持碎小的板結硬塊，土壤的顯微構造遭到了破壞。實、破壞程度輕，特別適合在低、濕地作業,而且除田間作業外，還在農田根本建設和小型水利工程中用作推土機,綜合利用程度較高。依據輪式與大功率履帶機械的特點，以其以上所表達的比較分析,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。履帶整機參數初步確定以后，應進展計算該履帶機械的根本性能是否滿足預期要求，整機參數選擇是否合理。這里主要是關于牽引性能的計算.2、牽引功率計算:依據《GB/T3871.9-2023農業拖拉機試驗規程第9部份：牽引功率試驗》標準要求進展計算：計算工況：計算時所用的工況一般為:在使用重量狀態與水平區段的茬地上〔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。(1〕履帶式傳動的驅動力Pqmiη履帶傳動p q

e ckgfrdq式中:Me

—-發動機轉矩kgf；i——各檔總傳動比；n—-各檔總傳動效率；cr——驅動輪動力半徑m；dqn—-履帶驅動段半徑效率,計算時一般去取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—-履帶接地長度;ob——履帶板寬度；q0.3～0.5kgfc2；pP--額定牽引力；TNP—-牽引力。T依據(2)中的活動阻力Pf

，經計算即可得P)q經計算后得結果P=12。775KN.q(2〕履帶式傳動的活動阻力PfPfGkgff= s式中:G—-使用重量(kgf);sf-—履帶式一般取0。1.經計算后得結果Pf

=1.90KN〔3)行駛速度v理論速度v1

=0.377

nre i∑

km/h實際速度v=vl

(1-δ)km/h式中：n——發動機轉速；er——驅動輪動力半徑;dqi——驅動輪輪滑轉率〔履帶式一般取0.07〕。Σ經計算后得結果v=〔1.156〕km/h~〔4)履帶式傳動的牽引效率nT式中: ncnfn

——各檔的總傳動效率；——滾動效率;--滑轉效率；δnq后得結果nT

--履帶驅動帶效率〔0.9。經計算=0.75δ(5)履帶機械的附著力PδΨ

〔于等于各阻力之和〕P =ΨGΨΨδ δ式中:Ψ—-一般取0.75;δG——取1900KG。Ψ經計算后得結果P =14。25KN〔符合要求〕Ψδ3、轉向最大驅動力矩的分析與計算：依據《GB/T15833—1995林業輪式和履帶式拖拉機試驗方法》標準要求進展計算：履帶轉向時驅動力說明:動，靠另一邊履帶的推動來進展轉向,或者將兩條履帶同時一前一后運動,實現原地轉向,圖5-2履帶轉左向示意圖左邊的履帶處于制動狀態，右邊履帶的推動下,整臺機器繞左邊履帶的中心C點旋轉，1產生轉向阻力矩Mr,右邊履帶的行走阻力Fr/2L和履帶軌距B的比值L/B≤1。6.同時，L/B值也直接影響轉向阻力的大小，在不影響機器行走的穩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動力.〔2)轉向驅動力矩的計算轉向阻力矩是履帶繞其本身轉動中心O〔或O作相對轉動時,1 2地面對履帶產生的阻力矩，如下圖，OO分別為兩條履帶的瞬時轉向中心。1 2為便于計算轉向阻力矩Mr

的數值，作如下兩點假設:(1)機體質量平均安排在兩條履帶上，且單位履帶長度上的負荷為:q=m2L式中：M-總質量〔kg〕;L-履帶接地長度(m〕。qG

1900

593.75(kg/m)2L 21.6形成轉向阻力矩M的反力都是橫向力且是均勻分布的u在橫向分力,在橫向分力的影響下，車輛的轉向軸線將由原來通過履帶接地幾何中心移至OO,移動距離為x。12 0圖5-3履帶轉向受力圖上任何一點到轉動中心的距離為x,則微小單元長度為dx，安排在其上的車體重力為qdx，總轉向阻力矩可按下式： Lx

xLxMu22M 0

2x0x

0uqxd式中:U—轉向阻力系數。uu= max

=0.450.85+0.15B式中:

u -車輛作急轉彎時轉彎的轉向阻力系數； B—履帶軌距。〕xx Lx

Lx

uGLMu

22 0

2x0x

代入上式積分得并簡化得：M = u 4即：M u

uGL0.4519001.6342N.m4 4(3〕轉向驅動力矩(假設機器重心與履帶行走裝置幾何中心相重合〕把轉向半徑RB和0RB分別考慮。2 2RB如以下圖所示,兩側履帶都向前運動,此時兩側履帶受地面摩擦阻2力朝同一方向(即行駛的反方向〕，外側、內側履帶受力分別為：圖5-4右轉向示意圖當轉向半徑0RB如以下圖所示,此時兩側履帶受地面摩擦阻力朝反2方向，外側、內側履帶受力分別為：圖5-5左轉向示意圖式中:F,F—分別為內側前進阻力和驅動力；f1 f1F,F-分別為外側前進阻力和驅動力.q1 q2考慮機體的重心在中心位置，所以履帶的前進阻力為：F=Ff1 f2

1=G2f式中：f—履帶滾動阻力系數〔即Ff1

f2 2轉向時的最大驅動力矩為:M=max｛F

Frmax

式中：r-驅動輪節圓直徑。BR〉轉向行駛時主動輪上的力：2F GfF q2 2 2F Gf q1 2 2小半徑區0≤RB轉向行駛時主動輪上的力：2F GfF q2 2 2F G

f q1式中：λ-LB轉向時的最大驅動力矩為：

2 2M=ma｛F F×rmax

q1，q2經過以上介紹及公式計算得：M=396N。m；uB B分別計算轉向半徑R〉和0≤R≤2 2

的狀況:得到：MF×r=1733.1N。m.max=q2得主動輪上的最大的驅動力及力矩為：M=Fmax q2

×r=1733。1N.m所得結果一樣.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，附著性能和轉彎性能符合要求。依據本機的設計參數,確定履帶的主要參數為整機的重量。本機的初定整機重量為：1.9t。L表示為接地長度，單位m，h表示履帶的高度，單位m，G表示整機重量，單位為t.經0 0驗公式：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履帶節距t0

和驅動輪齒數z以降低履帶高度。依據節距與整機重量的關系：t=〔1517.5)4G，其中t的單位為mm,G的單0 ～0位為kg.L’表示履帶全長zt 1 2則L”2L0 0 ～t

2=4680mm2 2 30依據計算的與實際的資料：選型號為52節，每節90mm，寬度400mm的履帶.(2〕接地比壓：參照《GB/T7586—2023液壓挖掘機試驗方法》標準要求進展計算：拖拉機本身的重力gME nLWa 2023LW4 9.8190020230.41.6=14.55KPaLmE-—接地比壓，單位為KPaag-—標準重力加速度,9。8m/S2nM——工作質量，單位為KgW—-履帶板寬,單位為m4五、驅動輪的計算理論概念,由于即使在設計上使履帶與鏈輪節距相等,履帶在使用過程中將產生節距變化(制造誤差等使履帶在肯定范圍內波動，履帶與鏈輪的嚙合要么是超節距,要么是亞節距，等節距嚙合實際上很難存在于嚙合過程中面很有利，而且隨著亞節距量的增加，作用更加明顯。但在退出嚙合時,履帶銷處于遲滯狀態,嚴峻時甚至由于運動干預而不能退出嚙合。因此,在設計過程中應依據工作工況,敏捷實行相適應的設計方法，使履帶銷順當進入和退出嚙合,削減接觸面的沖擊;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，綜上考慮驅動輪選用鏈輪的設計方案.確定驅動輪主要尺寸〔則依據相關數據得):分度圓直徑 d= p

= 84

=400mmsin180o 0.2079z齒頂圓直徑 d= p

= 84

=395mmtan180o 0.2126zd

=d+1.25p—dr

=400+1.25×84-48=457mm齒根圓直徑d=d11.6pd 40011.68448=427。6mm amin

z

15d=〔427。6～457〕mm，依據相關數據取da

=448mm分度圓弦高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，依據相關數據取h=11。5mma a確定驅動輪齒槽外形試驗和使用說明，齒槽外形在肯定范圍內變動，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狀況時選擇齒形參數留有了很大余地.同時,各種標準齒形的鏈輪之間也可以進展互換.圖5—6驅動輪圖齒面圓弧半徑 re

remax

=0。008d〔z2r

+180)remin

=0。12d(z+2)r齒溝圓弧半徑 ri則依據相關數據得：

rimax

=0。505dr

+0.0693dr rimin

=0.505dr齒面圓弧半徑 r=0。008demax r

〔2+18〕=155.5mmremin

=0。12dr

(z+2)=98mmr=(9815。52)mme齒溝圓弧半徑 rimax

～=0.505dr

+0。0693dr=24。49mmrimin

=0.505dr

=24。24mmi

24。49〕mm~齒溝角

max

140o

90oz

134oamin

120o

90oz

114o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動力輸出旋耕變速軸齒編號齒數z一檔模數 傳動m 比轉數r/min齒編號齒數z二檔模數 傳動m 比轉數r/min一級二級三級四級五級六級2、變速器構造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局部、動力輸出軸減速局部、動力輸出軸局部、液壓無極變速換向局部、分及右側履帶驅動局部，而箱體安裝在發動機動力輸出位置處。液壓無極變速換向局部中，液壓馬達安裝于箱體一側,液壓傳動軸一端安裝于箱體內，另一端插裝于液壓傳動花鍵軸內,液壓傳動花鍵軸安裝于箱體內，且馬達動力輸入軸插裝于從動錐齒輪與動力輸入局部中的主動錐齒輪嚙合。機械換擋局部中，換擋主動軸與換擋從動軸分別安裝于箱體內，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動下換擋主動齒輪帶動換擋主動軸旋轉。牙嵌式離合器主軸左端安裝于左端蓋內,左端蓋緊固安裝于箱體上,左掌握搖臂用于對左離器協作安裝，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于箱體內，