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本科畢業(yè)設計（論文）說明書
山地果園自走式履帶運輸車的抗側翻設計
學 院 學院
專業(yè)班級
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指導教師
提交日期 年 5 月 7 日
學院
學位論文原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明：所呈交的學位論文，是本人在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
學位論文作者簽名： 日期： 年 月 日
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學位論文作者簽名： 日期： 年 月 日
指導教師簽名： 日期： 年 月 日
作者聯系電話： 電子郵箱：
摘要
為適應山地果園路況環(huán)境的運輸特點，根據履帶式運輸車的行走特性，提出了基于提高抗側翻性能的山地果園履帶式運輸車總體設計要求。在完成各總成設計的基礎上，以提高運輸車抗側翻性能為目標，完成了山地果園履帶式運輸車總體布局的抗側翻設計。建立整車的三維實體模型并對其進行了仿真，結果滿足設計要求，縮短了設計周期。
本設計的主要特點是：方案設計中提出多種方案，從可靠性、可實現性、綜合性能等進行方案比較，選擇方案。技術設計中應考慮總體配置合理、安全；選材、加工方法和技術條件可行；制圖正確、標注齊全符合國家標準。充分注意整機各子系統之間的相關性，力求整機性能的一致性和最優(yōu)化性。
關鍵詞：山地果園；自走式履帶運輸車；總體設計；抗側翻；仿真。
。
Abstract
To adapt to the environment of mountain orchard road transport characteristics ,according to the tracked vehicle running characteristics, its general layout requirements were put forward based on the improvement of side rollover resistant capability of the tracked vehicle for mountain orchard . After the completion of all assembly designs, in order to improve side rollover resistant capability of the tracked vehicle for mountain orchards, the general layout of the system design was completed. The vehicle’s 3-D model was established and carried on the simulation. The simulation results showed that the design met the design requirements, and shortened the period of design.
The design of the main features are: design in a variety of programmes, from the reliability, can be realized, such as comprehensive performance programme, the options. Technical design should be considered in the overall allocation of reasonable safety; selection, processing methods and technical conditions feasible; correct mapping, tagging complete with national standards.full attention to the relationship between the various subsystems, to the consistency and performance optimization of.
Key words: Mountain orchard；Self-propelled tracked vehicle；General layout design；Side rollover resistant；Simulation
36
設計說明書
目錄
摘要 - I -
ABSTRACT -Ⅱ -
第一章 緒論 - 4 -
1.1設計背景 - 4 -
1.2山地運輸車的工作特點和基本類型 - 5 -
1.3課題設計的目的和意義 - 6 -
1.4本設計的設計要求以及任務 - 6 -
第二章 總體方案設計 - 8 -
2.1履帶式山地運輸車的組成 - 8 -
2.2設計依據 - 9 -
2.3總體設計原則 - 10 -
2.4動力裝置的比較與選型 - 11 -
2.5動力裝置的比較與選型 - 12 -
2.6動力裝置的比較與選型 - 14 -
第三章 主要參數的確定 - 16 -
3.1總體幾何尺寸的設計 - 16 -
3.2驅動輪主要參數的確定及強度校核 - 19 -
3.3行走裝置的牽引力計算 - 21 -
第四章 抗側翻穩(wěn)定性分析 - 25 -
4.1抗側翻設計的意義 - 25 -
4.2抗側翻設計的方法分析 - 25 -
4.3轉向穩(wěn)定性分析 - 28 -
總結 - 36 -
參考文獻 - 37 -
致謝 - 38 -
第一章 緒論
1.1設計背景
我國山區(qū)面積占全國總面積的三分之二以上，廣大山區(qū)有著豐富的森林和礦產資源，水果在我國農業(yè)產值中的比重不斷增加，為發(fā)展經濟提供雄厚的物質基礎。山區(qū)由于地形崎嶇，交通閉塞，經濟文化常常相對落后。水果生產機械化顯得明顯滯后，其中果園運輸尤為突出。例如我國水果中的柑橘有90％ 種植在地形復雜的丘陵和山地區(qū)域，但是在種植和采收過程中果品和農資物料運輸仍然以人力運輸為主，生產效率低、勞動強度大。而傳統的輪式農用運輸車缺乏地形的針對性。改革開放以來，我國的科學技術、信息技術迅猛發(fā)展，各行各業(yè)都發(fā)生了翻天覆地的變化，工程機械行業(yè)同樣得到了相應的快速發(fā)展。各行各業(yè)都在奮力拼搏、大膽創(chuàng)新，使得工程機械品種不斷增加、產量不斷提高、性能不斷完善，發(fā)展勢頭強勁。農業(yè)機械的發(fā)展，與國家和農村的經濟條件有直接的聯系。在經濟發(fā)達國家，特別是在農業(yè)勞動力很少的美國，農業(yè)機械繼續(xù)向大型、寬幅、高速和高生產率的方向發(fā)展，并在實現機械化的基礎上逐步向生產過程的自動化過渡。電子技術、微型電子計算機技術等各種先進科學技術，在農業(yè)機械產品及其設計制造中得到日益廣泛的應用。
促進農業(yè)機械化裝備及技術的推廣應用，加快農業(yè)機械化更快更好地發(fā)展，是全面實現農業(yè)可持續(xù)協調發(fā)展，深入貫徹落實科學發(fā)展觀的必要要求，是轉變農業(yè)發(fā)展方式，促進結構升級優(yōu)化的重要任務，是增強可持續(xù)發(fā)展能力，加快生態(tài)環(huán)境建設的有力保證；是促進建設社會主義新農村的重要手段，科學，高效加強農業(yè)機械技術的推廣工作，對于推進現代農業(yè)建設，加快發(fā)展農機化，實現農業(yè)現代化、全面實現小康社會具有非常關鍵的戰(zhàn)略意義。
然而我國的農業(yè)機械化還相對落后，由于我國地域遼闊，各地域間氣候環(huán)境等相差極大，要建立適合我國的農業(yè)機械任重而道遠。農業(yè)機械化能夠降低農業(yè)成本，節(jié)約資源，保護環(huán)境，節(jié)約勞動力，提高農產品質量，有助于實現大規(guī)模生產，在我國農業(yè)現代化中占據核心地位，具有極其重要的作用，具有廣闊的發(fā)展前景和巨大的發(fā)展前途。但是由于農業(yè)機械工作于惡劣的環(huán)境中，因此在某種程度上其所需要的技術要求甚至高于工業(yè)機械，因此需要加大對農業(yè)機械方面的研究以及投入，需要更多的農業(yè)機械方面的人才。
山地運輸車是工程機械的一個重要品種，是一種廣泛用于建筑、鐵路、公路、水利、采礦等建設工程的運輸機械。山地運輸車由發(fā)動機、液壓系統、傳動裝置、底盤幾部分組成。發(fā)動機的作用是提供動力；液壓系統功能是把發(fā)動機機械能以油液為介質，利用油泵轉變?yōu)橐簤耗軅魉徒o油缸、馬達等，再傳動各個執(zhí)行機構，實現各種運動；底盤的作用是承重、傳力并保證滿足對車速、牽引力和行駛方向的要求。底盤是組成整體的主要部分，行走機構的性能優(yōu)劣直接影響整機的使用性能、經濟性能。
目前國外農用運輸車產品基本可分為日韓型、意德型、英法型和美加型。日本、韓國兩國的地理環(huán)境主要以山區(qū)為主，耕種規(guī)模不大，使得自走式履帶、輪式小型運輸車得以盛行。意大利與德國的地形特點是丘陵和山區(qū)占多數，但以農場經營管理為主，主要使用獨立式農用運輸車和農用拖拉機變形運輸車。英國、法國等眾多歐洲國家的地理環(huán)境與農場經營規(guī)模與以上兩種模式有較大差異，主要以中型農場為主，使用農用客貨兩用車和大型廂式農用貨車作運輸之用的同時又可滿足日常生活的需要。以美國、加拿大和澳大利亞為代表的大農業(yè)國家，更多的是使用重型載貨汽車和半掛牽引汽車作為農業(yè)運輸用途的工具。
近年來我國山地果園田間運輸技術已有所突破，主要技術有架空運輸索道和軌道形式。這兩種運輸技術，為山地陡坡果園的農資和果品運輸提供了解決方案，但存在機動性較差的缺點。為更好地提高山地緩坡地果園的運輸效率，設計一種操作輕便而且適應性好的運輸車很有必要。針對以山地為主的果園地理環(huán)境，在無路的粘性土壤路面，輪式車輛的附著力明顯小于接地面積較大的履帶式車輛，后者對復雜地形的適應性也明顯優(yōu)于前者。
1.2山地運輸車的工作特點和基本類型
1.2.1山地運輸車的主要優(yōu)缺點
（1）能無極調速且調速范圍大，例如液壓馬達的最高轉速與最低轉速之比可達到1000:1。
（2）能得到較低的穩(wěn)定轉速，例如柱塞式液壓馬達的穩(wěn)定轉速可低達1r/min。
（3）傳動平穩(wěn)，結構簡單，可吸收沖擊和振動，操作省力，易實現自動化控制。
（4）易于實現標準化、系列化、通用化。
但是由于工作環(huán)境的惡劣，對機體的損害較大，磨損嚴重。
1.2.2山地運輸車的基本類型及主要特點
運輸車的種類繁多，可以從不同角度對其來寫進行劃分：
（1）根據主要機構傳動來寫劃分
根據主要機構是否全部采用液壓傳動，山地運輸車分為機械傳動、全液壓傳動和非全液壓（或稱半液壓）傳動兩種；
（2）根據行走機構的類型劃分
根據行走機構的不同，山地運輸車可分為履帶式、輪胎式、汽車式、懸掛式和拖式。
1.3課題設計的目的和意義
研究目的和意義：改善山地運輸車的結構，提高運輸車的性能，對該運輸車進行整體穩(wěn)定性分析，論證其強度和穩(wěn)定性是否滿足設計要求，由此判斷車體抵抗破壞和變形的能力，對不滿足條件的區(qū)域提出修改措施，并提出減重方案，節(jié)省材料，降低成本，提高設計的經濟性和合理性。
1.4本設計的設計要求以及任務
1.4.1設計要求
（1）履帶式底盤結構的設計應有利于提高運輸機在山地果園運行的通過性，即具有較好的轉向性能、較強的爬坡能力和抗側翻能力。
（2）設計履帶式運輸車的轉向及行走控制系統應有利于提高操縱輕便性，適應山地果園運輸作業(yè)。
（3）運輸車的動力傳動系統應有利于提高運輸機的牽引力、承載能力、運輸效率及燃油經濟性。
（4）車廂結構及整機布局應優(yōu)化設計，提高運輸機的通用性、適應性和降低使用成本。
1.4.2設計任務
（1）整車的總體結構方案設計，總體幾何尺寸的設計，繪制草圖和總裝配圖；
（2）行走裝置的選型及設計，驅動輪主要參數的確定及強度校核；
（3）三維模型建立，分析質量分布狀態(tài)；
（4）整車抗側翻穩(wěn)定性分析；
（5）所有零、部件設計計算、繪制零、部件圖。
第二章 總體方案設計
2.1履帶式山地運輸車的組成
山地果園自走式履帶運輸車除了要具有山地行駛能力外還需要在高載重情況下工作，因此對其總體設計應要求具有合理的布局和結構緊湊。在動力性方面應保證其有足夠的驅動力以獲得較好的加速、爬坡與越障性能，同時提高履帶式運輸車的安全性和穩(wěn)定性也極為重要。由于整車尺寸相對較小，履帶底盤的尺寸也有限，因此在山區(qū)丘陵地帶凹凸不平的路面行駛時比大中型履帶車輛易側翻，提高其各種負荷下的抗側翻性能顯得尤其重要。
山地運輸車主要由發(fā)動機、傳動系統、行走裝置和電氣控制等部分組成。傳動系統由液壓泵、控制閥、液壓馬達、制動器、行星齒輪減速器、管路、油箱等組成；行走裝置由四輪一帶組成；電氣控制系統包括監(jiān)控盤、發(fā)動機控制系統、泵控制系統、各類傳感器、電磁閥等。
圖2-1 山地運輸車
圖2-2 自走式履帶運輸車的總體結構示意圖
1.運輸車扶手 2.轉向操縱機構 3.發(fā)動機 4.變速器操縱機構
5.車廂 6.主減速器 7.車架 8.行走機構
2.2設計依據
2.2.1履帶式行走裝置的主要特點
底盤可以分為履帶式與輪式，輪式底盤運用較廣，但是它的牽引附著性能較差，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地的使用受到一定的限制；履帶式底盤牽引附著性能好，單位機寬、牽引力大、接地比壓低、越遠性能強、穩(wěn)定性好，在坡地、粘重、潮濕地及沙土地的使用具有更好的性能。
（1）牽引力大（通常每條履帶的牽引力達機重的3540%），接地比小(一般為),轉彎半徑小，機動靈活；
（2）采用液壓傳動，能實現無極調速；
（3）每條履帶各自有驅動的液壓馬達及減速裝置。
兩者比較采用履帶式底盤可更加適應山西多山的地貌特征。
2.2.2 設計參數
車長小于2000；
車寬小于1500；
平地最大載量250kg；坡地最大載量150kg；
最大爬坡度：20°；
前進擋2個，速度14-35km/h，倒擋1個，要求在各種載荷工況下均具有較好的抗側翻性能。
2.3總體設計原則
山地果園自走式履帶運輸車除了要具有山地行駛能力外還需要在高載重情況下工作，因此對其總體設計應要求具有合理的布局和結構緊湊。在動力性方面應保證其有足夠的驅動力以獲得較好的加速、爬坡與越障性能，同時提高履帶式運輸車的安全性和穩(wěn)定性也極為重要。由于整車尺寸相對較小，履帶底盤的尺寸也有限，因此在山區(qū)丘陵地帶凹凸不平的路面行駛時比大中型履帶車輛易側翻，提高其各種負荷下的抗側翻性能顯得尤其重要。
根據設計要求，為提高自走式履帶運輸車的抗側翻性能，對整車的總體布置采取如下設計原則：
（1） 采用精簡化的行走系設計，行走系由整體式橡膠履帶、驅動輪、支重輪、張緊輪和張緊機構組成。橡膠履帶自重輕，行駛時履帶上方下垂量較小，可不配托帶輪。因設計速度低，僅運載貨物，設計時可省去大中型履帶車輛所必須的懸架裝置，以減輕整車質量，利于抗側滑和側翻。
（2） 采用超低速齒輪式傳動系設計，由兩軸式變速器配合中央齒輪主減速器，使履帶式運輸車具有足夠大的驅動力和超低轉速輸出性能，有利于提高通過性，也有利于提高抗側翻能力。
（3） 為使整車質量分布均勻合理，適于在山地起伏不平的復雜路面上行駛、提高抗側翻性能，必須兼顧運輸車的離地高度和整車重心位置。底盤車架采用 Ｈ 型結構，將發(fā)動機和變速器置于近驅動輪方位，即車架后方的同一平臺。主減速器殼體固定在車架上并置于發(fā)動機和變速器的下方。發(fā)動機通過帶傳動將動力傳遞給變速器，變速器輸出軸通過齒輪傳動將動力傳遞給主減速器中央齒輪，再通過常嚙合轉向離合器，將動力傳到半軸和履帶驅動輪，實現履帶式運輸車的行駛。運輸物品的車廂位于車架中前位，使?jié)M載時運輸車的前、后配重更為均勻，有利于提高抗側翻性能。
（4） 運輸車扶手、換擋手柄、離合器和油門等則根據人體工程學布置設計使操縱更為舒適方便。車廂尺寸根據裝運水果的標準籮筐尺寸進行設計，以提高果品的裝載量，同時在不同裝載載荷下其質心位置均有利于提高抗側翻性能。
2.4動力裝置的比較與選型
履帶式運輸車常用的動力源主要有三種：電動機、柴油機以及蒸汽機。
（1）交流與直流電機
電動機是把電能轉換成機械能的設備，按使用電源不同分為直流電動機和交流電動機。交流異步電動機功率因數較低，調速也較困難。大容量低轉速的動力機常用同步電動機，它有換向器，結構復雜，價格昂貴，維護困難，不適于惡劣環(huán)境。
直流電機其缺點是與異步電動機比較，直流電動機結構復雜，使用維護部方便，而且要用直流電源。
（2）柴油機
柴油機是用柴油作燃料的內燃機，屬于壓縮點火式發(fā)動機。柴油機具有熱效率高的顯著優(yōu)點，經濟性優(yōu)于汽油機，功率大，符合工程機械向大型化發(fā)展的趨勢。其應用范圍越來越廣。柴油機具有較好的燃油經濟性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到1 5～23，而汽油機一般控制在8～10；柴油機熱效率高達38％，而汽油機為30％；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。
隨著強化程度的提高，柴油機單位功率的重量也顯著降低。為了節(jié)能，各國都在注重改善燃燒過程，研究燃用低質燃油和非石油制品燃料。此外，降低摩擦損失、廣泛采用廢氣渦輪增壓并提高增壓度、進一步輕量化、高速化、低油耗、低噪聲和低污染，都是柴油機的重要發(fā)展方向。
（3）蒸汽機
蒸汽機是將蒸汽的能量轉換為機械功的往復式動力機械。蒸汽機離不開鍋爐，整個裝置既笨重又龐大；新蒸汽的壓力和溫度不能過高，排氣壓力不能過低，熱效率難以提高；它是一種往復式機器，慣性力限制了轉速的提高；工作過程是不連續(xù)的，蒸汽的流量受到限制，也就限制了功率的提高。逐漸為其他動力裝置所代替。
綜上所述，運輸車常作業(yè)于野外，需要經常行走移動。由于柴油機作為動力裝置不受電源、電纜的限制，使得運輸車移動、行駛方便，故本設計采用了柴油機作為動力源。
2.5傳動方式的選擇
傳動系統是從發(fā)動機到驅動輪之間所有的動力傳遞裝置的總稱。傳動系統的功用是把動力裝置輸出的功率傳遞給驅動輪，并改變動力裝置的輸出特性，以滿足對自行式工程機械車速和牽引力的要求。目前，工程機械的傳動系統有以下四種類型：機械傳動、液力機械傳動、電力傳動以及液壓傳動。
2.5.1機械傳動
機械傳動是指傳動系統中采用剛性零部件傳遞動力的方式。它是通過齒輪、齒條、帶、鏈等機件傳遞動力和進行控制。工程機械中使用機械傳動系統由來已久。機械傳動具有結構簡單、制造容易、工作可靠、重量輕、操作簡單、維護方便、價格低廉、傳動效率高、可以利用傳動系統運動零件的慣性進行作業(yè)等優(yōu)點。但是機械傳動存在許多缺點：
⑴在行駛阻力急劇變化的工況下，柴油機容易過載熄火，因此要求司機有熟練的操作技巧。
⑵采用機械式變速箱，換擋時動力中斷時間長。
⑶柴油機振動直接傳遞到傳動系個零件，而行駛阻力的變動又直接影響柴油機的工作，降低了柴油機和零部件的使用壽命。
⑷工作阻力的變化將直接影響發(fā)動機的工作，為了充分利用發(fā)動機的功率，需要增加變速器的檔位數，因而變速器結構變得復雜，并且增加了司機的換檔次數。
⑸機械傳動不能進行無極調速，遠距離傳動比較困難。
上述缺點在行駛阻力變化劇烈及經常改變行駛方向的工況下影響特別顯著。因此，機械傳動適用于行駛阻力比較穩(wěn)定的連續(xù)作業(yè)機械。
2.5.2液力機械傳動
液力機械傳動是在普通機械傳動系統中串聯或并聯加入液力變矩器（或液力偶合器）后，使發(fā)動機輸出的動力通過液力變矩器（或液力偶合器）及機械傳動部件傳到驅動輪，這個系統稱為液力機械傳動系統。它具有的主要優(yōu)點是：使工程機械具有自動適應載荷變化的特性；簡化了機械的操縱，延遲了機械的使用壽命；提高了機械的起步性能和通過性能同時簡化了維修工作。
與機械傳動相比，液力機械傳動的主要缺點是成本高，在行駛阻力變化小而進行連續(xù)作業(yè)時，上述優(yōu)點并不明顯，而由于變矩器的傳動損失，增加的燃油消耗量。
2.5.3電力傳動
電力傳動是利用電力設備并調節(jié)電參數來傳遞動力和進行控制。采用發(fā)電機驅動發(fā)電機發(fā)電，通過電力驅動電動機，進而驅動行走機構與工作機構。電力傳動的主要優(yōu)點是：
⑴動力裝置和車輪之間無剛性聯系，便于總體布置和維修。
⑵變速箱操縱輕便，可實現無級變速，同時容易實現自動操作。
⑶電動輪通用性強，可簡單的實現任意多驅動輪的方式以滿足不同機械對牽引性能和通過性能的要求。
電力傳動存在的缺點是：運動平穩(wěn)性差，易受外界負載的影響，慣性大，起動及轉向慢，受溫度、濕度、振動、腐蝕等環(huán)境因素影響較大。而且成本高，據統計比液力機械傳動成本約貴20%左右。目前僅用于大功率的自卸載重汽車、鏟運機及礦用輪式裝載機等機械中。
2.5.4液壓傳動
采用發(fā)動機驅動隨機的油泵站，再由液壓馬達驅動行走機構。該傳動方式取消了主離合器、變速箱、后橋等傳動部件，使工作裝置的操縱和整機驅動方式統一，可減輕機重、結構緊湊、總體布置簡單，原地轉向性能好，可實現牽引力和速度的無極調整，大大提高了牽引性能。與其它傳動方式相比，液壓傳動具有的有點有：
⑴能實現無級變速且變速范圍大，并能實現微動。
⑵變速操縱簡單。
⑶可利用液壓系統實現制動。
⑷采用左右輪分別驅動的系統，能方便地實現彎道行駛和轉向。
⑸便于實現自動和遠距離操作。
液壓傳動具有其獨特的優(yōu)越性，但也不能忽視其存在的缺點：對液壓元件制造精度要求高，工藝復雜，成本較高；液壓元件維修較復雜，且需有較高的技術水平；液壓傳動對油溫變化較敏感，這會影響它的工作穩(wěn)定性。因此液壓傳動不宜在很高或很低的溫度下工作，使用液壓傳動對維護的要求高，工作油要始終保持清潔。液壓傳動在能量轉化的過程中，壓力大，流量損失大，系統傳動效率較低。
經過對機械傳動、液力機械傳動、電力傳動、液壓傳動的分析比較，隨著液壓技術的不斷發(fā)展完善，液壓傳動的應用日益廣泛，鑒于本機械產品的實際要求，在充分考慮其實現可行性和經濟性的基礎上本產品設計中采用液壓傳動系統。
2.6行走方式的比較與選擇
運輸車根據不同的行走系可分為輪胎式、履帶式等。相對履帶式而言，輪胎式挖掘機對路面要求高，由于履帶式挖掘機的附著力大，能達到輪胎式的1.5倍，通過性好，接地比壓小，適宜在松軟地段和濕地作業(yè)，抗磨損性能好，可在碎石地段、地形起伏較大的惡劣條件下作業(yè)，爬地能力強，宜在山區(qū)作業(yè)。履帶式行走系比之輪胎式有以下特點：
（1）履帶式運輸車的驅動輪只卷繞履帶而不在地面滾動，機器全重經支重輪壓在多片履帶板上，全部重量都是附著重量（這相當于全輪驅動的輪式機器），加上履帶支承面上同時抓地的履齒較輪式機器同時抓地的胎面花紋多得多，所以履帶式機器的牽引附著性能要好得多。
（2）與同馬力的輪胎式機器相比，由于履帶支承面大，接地比壓?。ㄒ话阈∮?.1MPa），所以在松軟土壤上的下陷深度小，因而滾動阻力小，有利于發(fā)揮較大的牽引力。
（3）履帶式行走系重量大，運動慣性大，緩沖減振作用小。結構中最好有某些彈性元件。
綜上比較，考慮到運輸車一般在野外作業(yè)，工作載荷變化大，作業(yè)環(huán)境惡劣，技術保養(yǎng)條件差；而履帶式行走裝置又是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。因此本設計采用了履帶式行走裝置。
經過上述總體方案的選型設計，最終確定行走裝置的動力路線為：柴油機—液壓泵—控制閥—液壓馬達—制動器—減速器—驅動輪—履帶。
第三章 主要參數的確定
3.1總體幾何尺寸的設計
履帶式底盤是機器的重要部件，它對整個裝置起著支撐作用。所以根據現有工業(yè)的履帶機械（挖掘機）再結合農用的履帶（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。
在本次設計中按照標注選定法、理論分析計算法等方法得出的參數值不可能都是完全切合的。通常在設計開始時一些參數還不能利用以上方法完全確定，因此在本設計中有的參數采用了經驗公式法進行計算。
（1）履帶帶長：
=1.38 (210)
1764
式中：為尺寸系數（1.251.5），本設計??；
為整機重量，本設計=2噸（本設計除特殊說明外，含義相同）。
考慮到整體布局，類比同型產品可在此基礎上增大10%；故可取為1913。
（2）驅動輪與導向輪軸向中心距：
=1.1(210)
1386
式中：為尺寸系數(1.01.2)。
考慮到整體布局，類比同型產品可在此計算的基礎上增大10%-20%；故可將取整為1525。
（3）軌距
=0.6(210)
756
式中：為尺寸系數(0.60.85)。
考慮到整體布局及寬度，故可取為756。
（4）履帶高度
=0.32(210)
403
式中:為尺寸系數(0.30.35)。
為了整體的整體布局，考慮將其擴大14%左右，計算得=472。
（5）履帶板寬
由經驗數據得：的值可在200800間取值,由于載重量較小，根據《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶GB10677—89》規(guī)格系列查取=400。
（6）底盤總寬
=756+400
=1156
（7）履帶接地長度
= + 0.35D
= + 0.35( )
=1525+0.35（1913-1525）
1661
式中：為驅動輪直徑，約為。
（8）后端支重輪到驅動輪間距
=2.5101
252.5
式中：為尺寸系數（2.42.6)；
為履帶節(jié)距，根據表3-1
表3-1
應用機器質量（噸）
3.5～9
10～40
>40
節(jié)距（mm）
101
135
140
154
171
190
203
216
229
260
317
…
則取=101。
（9）前端支重輪到導向輪間距
=
=2.41101
243.41
式中： 為尺寸系數(2.43)，為了布局近似取=243.5
(10) 兩端支重輪間距
= =1525-252.5-242.4
=1030.1
（11）懸架頂部離地高
=
=0.4(210)
504
式中：為尺寸系數(0.370.42)。
為了整體的整體布局，考慮將其擴大3%左右，計算得=519。
(12)懸架底部離地高
=(0.40.5)
=0.45519
=233.55
為了整體布局，取整得=235。
為了整體美觀，試取剛性架提高高度=100
(13)相鄰兩支重輪間距
=(12)
=1.46
147
現將機體主要線性尺寸列于表3-2。
表3-2 機體主要線性尺寸
項目
履帶長度
軌距
輪距
履帶總高
懸架頂部離地高
懸架底離地高
履帶板寬
結果/mm
1913
756
1525
472
519
235
400
3.2驅動輪主要參數的確定及強度校核
驅動輪是將傳動系統的動力傳至履帶，以產生使車輛運動的驅動力。因此，要求驅動輪與履帶的嚙合性能要良好，即在各種不同行駛條件和履帶不同磨損程度下嚙合應平穩(wěn)，進入和退出嚙合要順利，不發(fā)生沖擊、干涉和脫落履帶的現象，其次要耐磨且便于更換磨損元件。
3.2.1主要參數的確定
（1）節(jié)距，驅動輪節(jié)距應與履帶節(jié)距相等，。
（2）齒數，增加驅動輪齒數，能使履帶速度均勻性改善，摩擦損失減少，但會導致驅動輪直徑增大，引起機重和整機高度的增加。驅動輪齒數一般為奇數，使得嚙合過程中每個齒都能和節(jié)銷嚙合。其齒數通常取，本設計中取
（3）驅動輪直徑的確定
驅動輪的節(jié)圓半徑按下式計算：
=
187
式中：為驅動鏈輪的名義齒數，為實際齒數的半，則=。
驅動輪模數：
驅動輪節(jié)距：
=16×3.14
=50.24
驅動輪的齒頂圓半徑按下式計算：
齒根圓半徑的計算公式如下：
式中：為履帶節(jié)銷半徑，根據《中華人民共和國國家標準—液壓挖掘機履帶GB10677—89》規(guī)格系列查取=26.9。
齒根圓弧偏心距：
=0.07（）
=0.07（101226.9）
3.30
3.2.2強度的校核
按機械零部件的計算方法驗算輪齒的齒面接觸強度。驅動輪輪齒齒面擠壓應力應滿足：
式中：—驅動輪齒寬度，；
—履帶銷套外徑，查對應履帶型號得；
—許用用擠壓應力；=。
條件滿足，符合強度要求。
3.3行走裝置的牽引力計算
山地運輸車行走時，需要克服行走中所遇到的各種運動阻力，牽引力也就是用于克服這些運動阻力的。牽引力計算原則是行走裝置的牽引力應該大于總阻力，而牽引力又不會超過機械與地面的附著力。行走裝置運行時所發(fā)出的牽引力必需能克服下列阻力：履帶的內阻力；土壤變形等的運行阻力；坡度阻力和轉彎阻力等。
3.3.1土壤的變形阻力
土壤對履帶行走裝置在運行時的阻力是由于履帶使土壤擠壓變形而引起的，土壤形阻力計算如下：
=
=0.122
=0.24
式中：為土壤的變形阻力；為運行比阻力，考慮到挖掘機工作環(huán)境較為惡劣，值取為0.100.15。
3.3.2坡度阻力
坡度阻力是由于機器在斜坡上因自重的分力所引起的。設坡角度為，則坡度阻力為：
=
=1.14
式中：為坡度阻力；為坡度角度，取為。
3.3.3轉彎阻力
履帶式運行裝置在轉彎時所受到的阻力較為復雜，其中包括履帶與地面的摩擦阻力，履帶板側面剪切土壤的阻力以及履帶板突肋擠壓土壤的阻力等等。這些阻力要全部進行詳細計算是比較困難的，但因第一項阻力最大，也是最主要的，所以重點研究履帶板在轉彎時與地面的摩擦力矩。
=
=0.385
式中：為轉彎阻力；為履帶與地面摩擦系數，取值為。
3.3.4履帶運行的內阻力
履帶運行時由于履帶銷軸間的摩擦以及支重輪、導向輪和驅動輪等滾動阻力和軸頸摩擦阻力形成履帶運行的內阻力。
=
=0.12
式中：為履帶運行的內阻力。
3.3.5不穩(wěn)定運行時的慣性阻力
=
=0.02
式中：為不穩(wěn)定運行時的慣性阻力。
3.3.6總阻力的計算
忽略風載阻力，則轉彎行走阻力為：
=0.24+0.385+0.12+0.02
= 0.765
坡道運行阻力為：
=0.24+1.14+0.12+0.02
=1.52
因為，則取總阻力為1.52。
3.3.7牽引力的校核
履帶式工程機械的行走牽引力的經驗公式計算：
=
=1.6
牽引力，因為，所以牽引力滿足要求，則牽引力為：1.6。每條履帶的牽引力：。
附著力：
=
1.63
式中：為履帶和地面間的附著系數，取為0.9；為坡度角。
所以，由此得，，滿足牽引力計算原則，符合設計要求。
第四章 抗側翻穩(wěn)定性分析
4.1抗側翻設計的意義
在運輸車行駛過程中，側翻是一種嚴重威脅駕駛員安全的事故。側翻被定義為能夠使車輛繞其縱軸旋轉90度甚至更多，以至于車身同地面接觸的任何一種操縱。側翻可以由一個或一系列綜合因素產生。主要有三個因素和它們之間的相互作用造成了車輛側翻事故，這三個因素分別是司機、駕駛環(huán)境和車輛結構。當車輛的側向加速度超過某臨界值時，汽車內側車輪的軸荷（相應的地面支反力）趨于零值，側翻就可能發(fā)生；在有坡度的路面（或無路情況）上遭遇不平路面的沖擊時，地面松軟或其他障礙物也會產生足夠的側向力，從而使車輛產生側翻。
山地果園自走式履帶運輸車除了要具有山地行駛能力外還需要在高載重情況下工作，因此對其總體設計應要求具有合理的布局和結構緊湊。在動力性方面應保證其有足夠的驅動力以獲得較好的加速、爬坡與越障性能，同時提高履帶式運輸車的安全性和穩(wěn)定性也極為重要。由于整車尺寸相對較小，履帶底盤的尺寸也有限，因此在山區(qū)丘陵地帶凹凸不平的路面行駛時比大中型履帶車輛易側翻，提高其各種負荷下的抗側翻性能顯得尤其重要。
側翻是一個包括作用在整車外部和車輛內部的力的相互作用的復雜過程。顯然，側翻受操縱行為和公路環(huán)境的影響。由于自走式履帶運輸車的車速不高，其行駛條件狀況多在有坡度的路面（或無路情況）上比較多，側翻的發(fā)生主要受外部環(huán)境的影響。
4.2抗側翻設計的方法分析
整車靜力學仿真用solidworks軟件分析整車模型質心位置，利用履帶車穩(wěn)定性評價指標公式計算出履帶車的極限坡度角。整個仿真過程也是建立在裝配模型的基礎上的，通過給各部件進行材料定義，建立相應的測量坐標系等一系列操作來實現。模型圖在完全裝配好后，給模型中的每個零件定義材料，如表4.1 所示。整車中未被定義材料的金屬零件統一定義為普通鋼材。
圖4-1 solidworks建模的山地運輸車
表4.1 整車以及零部件質量統計
序號
零部件
材質
密度/kg.m-3
泊松比
彈性模量/MPa
1
車廂
Q235A
7.83X103
0.274
2.1X105
2
車體
HT150
7.0X103
0.194
1.16X105
3
履帶
橡膠
1.0X103
0.49
6.1
4
輪組
40Cr
7.87X103
0.277
2.1X105
5
軸
45
7.82X103
0.28
2.1X105
6
其他部件
普通碳鋼
7.83X103
0.27
2.0X105
完成材料定義后，建立質心的測量坐標系。由于履帶式運輸車極限坡度角的計算需要求得整車質心的離地高度和距離履帶首尾接地的距離，故以履帶底平面、履帶與地面的首尾接觸點的鉛垂面和整車的縱向平分面為基準平面建立兩個測量坐標系。最后得出整車靜力學仿真質心位置，并求得履帶運輸車行駛狀態(tài)參數如表4.2所示，表中h為質心高度、a為質心至后支重輪輪心距離、L為履帶的接地長度、e為車輛重心距縱向對稱面的偏移距離。
表4.2 自走式履帶運輸車行駛狀態(tài)參數分析
序號
行駛狀態(tài)
h/mm
a/mm
(L-a)/mm
E平均值/mm
1
平地空載行駛
255.4
135.4
624.6
5.42
2
上坡滿載行駛
385.6
308.4
451.6
3.13
3
平地滿載行駛
424.7
359.9
400.1
2.44
圖 4-2 為履帶式運輸車的極限上坡角αlim 和極限下坡角α′lim示意圖，其計算式為：
αlim=arctan（a/h） (1)
α’lim=arctan(（L-a）/h） (2)
式中 Ｌ—履帶接地長度。
圖4-2履帶式運輸車極限上坡角、極限下坡角示意圖
由式（1）和式（2）可求出所設計的履帶式運輸車的縱向極限上、下坡度角，如表4.3所示。
表4.3 各行走狀態(tài)下的自走式履帶運輸車的縱向極限坡度角
序號
行駛狀態(tài)
極限上坡角
αlimh/（°）
極限上坡角
α’limh/（°）
1
平地空載行駛
27.9
67.8
2
上坡滿載行駛
38.7
49.5
3
平地滿載行駛
40.3
43.3
各狀態(tài)下的橫向極限坡度角表明履帶式運輸車的抗側翻的能力，計算式為:
βlim=arctan(0.5(B+b)-e)/h （3）
式中 Ｂ———履帶式運輸車輛軌距
ｂ———履帶接地寬度
由式（3）計算得橫向極限坡度角如表4.4所示。
表4.4 各行走狀態(tài)下的自走式履帶運輸車的橫向極限坡度角
序號
行駛狀態(tài)
橫向極限坡度角 αlimh/（°）
1
平地空載行駛
50.9
2
上坡滿載行駛
38.7
3
平地滿載行駛
36.8
從仿真分析的結果與設計的要求可知，通過裝配過程與各總成設計的目標參數化調整，使履帶式運輸車的整體布局符合了設計技術參數的要求。靜力學仿真的整車質心相對于縱向平分面距離的3個仿真結果均小于55mm，基本上達到整車左右相同配重的原則，提高了整車抗側翻的性能。
結論
（1）根據山地果園的特點，為解決微型山地履帶運輸車抗側翻性能較差的問題，對整車系統布局提出了可行的設計方案。
（2）建立了整車三維實體模型，對模塊化組件進行虛擬裝配，并對其進行運動學和靜力學仿真分析，通過分析優(yōu)化，使設計滿足技術參數要求，提高了整車抗側翻性能。
（3）與現有果園運輸工具對比，履帶式運輸車對地形有較強的適應能力，在山區(qū)無路地形也具有更好的通過性和行駛穩(wěn)定性。由于其行駛速度較低，較適合山地果園短途運輸和小規(guī)模果園使用，解決了其他運輸方式存在的不足。
4.3轉向穩(wěn)定性分析
4.3.1 履帶式車輛的轉向原理：
履帶式車輛轉向是利用轉向機構來調節(jié)傳至兩側履帶上的驅動力，使左、右驅動輪上的驅動力不等來實現的。
4.3.2 雙履帶式車輛轉向運動學
履帶車輛不帶負荷時，在水平地段上繞轉向軸線O作穩(wěn)定轉向的簡圖，如圖4-3所示。從轉向軸線O到車輛縱向對稱平面的距離R，稱為履帶式車輛的轉向半徑。
以代表軸線O在車輛縱向對稱平面上的投影，的運動速度代表車輛轉向時的平均速度。則車輛的轉向角速度為：
(4)
圖4-3 履帶式車輛轉向運動簡圖
轉向時，機體上任一點都繞轉向軸線O作回轉，其速度為該點到軸線O的距離和角速度的乘積。所以慢、快速側履帶的速度和分別為：
????????? (5)
式中：B—履帶車輛的軌距。
根據相對運動原理，可以將機體上任一點的運動分解成兩種運動的合成：(1)牽連運動，；(2)相對運動。
由上可得：
4.3.3 雙履帶式車輛轉向動力學
4.3.3.1牽引平衡和力矩平衡
圖4-4給出了帶有牽引負荷的履帶式車輛，在水平地段上以轉向半徑R作低速穩(wěn)定轉向時的受力情況(離心力可略去不計)。
轉向行駛時的牽引平衡可作兩點假設：
(1) 在相同地面條件下，轉向行駛阻力等于直線行駛阻力，且兩側履帶行駛阻力相等，即：
(2) 在相同的地面條件和負荷情況下，相當于直線行駛的有效牽引力，即：
圖4-4 轉向時作用在履帶車輛上的外力??
所以回轉行駛的牽引平衡關系為：
??? (6)
設履帶車輛回轉行駛時，地面對車輛作用的阻力矩為，在負荷作用下總的轉向阻力矩為：
? ?????(7)
式中：—牽引點到軸線的水平距離。
如前所述履帶車輛轉向是靠內、外側履帶產生的驅動力不等來實現的，所以回轉行駛時的轉向力矩為：
??? ? (8)
穩(wěn)定轉向時的力矩平衡關系為：
??
為了進一步研究回轉行駛特性，有必要對內、外側驅動力分別加以討論。由上可得：
??????? (9)
式中：為在作用下，土壤對履帶行駛所增加的反力，亦即轉向力，作用方向與驅動力方向相同，以表示。
變形得式：
??? ?? (10)
令所以。υ稱為轉向參數，其意義為轉向力與車輛切線牽引力之比。顯然υ大表示轉向阻力矩大，υ小表示轉向阻力矩小。υ可以綜合反映轉向特性。將υ代入得：
??? ?? (11)
下面就值得變化來討論一下履帶車輛轉向情況。
1.當ν=0時，轉向阻力矩，。表明車輛作直線行駛。
2.當ν=0.5時，內側履帶的驅動力，，外側履帶的驅動力。說明內側轉向離合器徹底分離，但制動器沒有制動，牽引負荷完全由外側履帶承擔。
3.當ν＜0.5時，內側履帶的驅動力，，外側履帶驅動力。說明內側離合器處于半分離狀態(tài)，內外側履帶都提供驅動力。
4.當ν＞0.5時，內側履帶的驅動力，，外側履帶驅動力。說明內側離合器不僅完全分離，而且對驅動鏈輪施加了制動力矩，履帶產生了制動力。
假定發(fā)動機的轉速不變，具有轉向離合器的履帶式車輛穩(wěn)定轉向時由于快速側離合器未分離，故該側履帶的速度就等于車輛直線行駛時的速度v。
轉向時車輛的平均速度：
????? (12)
這表明，具有轉向離合器的履帶式穩(wěn)定轉向時，其平均速度比等速直線行駛時的速度要低。
當車輛作直線運動時，兩側離合器是結合的，而制動器則是完全松開的。此時兩側驅動輪以相同的角速度旋轉，其轉向參數ν=0。
車輛需要轉向時，可以有下列兩種情況。
第一種轉向情況是：將兩側制動器完全松開，部分地或全部分離慢速側離合器。此時兩側履帶上的驅動力為正值，因此兩側半軸都傳遞驅動力，在這種情況下轉向參數ν0.5。
當車輛在第一種情況下(ν0.5)穩(wěn)定轉向時，如圖4-5所示，兩側履帶上的驅動力均為正值，慢速側離合器所傳遞的力矩比快速側離合器所傳遞的力矩要小。設此時傳到中央傳動從動齒輪上的驅動力矩為，則
圖4-5 υ＜0.5時作用在具有轉向離合器的履帶式車輛后橋上的力矩?
如果將履帶驅動段效率略去不計，這時兩側履帶上的驅動力分別是：
式中：—驅動輪的動力半徑。
車輪轉向力矩為：
??? (13)
上式說明，如0.5的情況下，具有轉向離合器的履帶式車輛的轉向力矩可以靠慢速側離合器的摩擦力矩來調節(jié)，慢速側離合器分離程度越大，則摩擦力矩越小，車輛轉向力矩就越大。當慢速側離合器全部分離時=0，轉向力矩達到不施加制動器時的最大值，此時，ν=0.5。
第二種轉向情況是：除了將慢速側離合器徹底分離外，還對慢速側加以制動。此時慢速側履帶上的驅動力為負值。因此慢速側半軸和慢速側履帶是在機體帶動下運動的，在這種情況下轉向參數ν>0.5。
? 圖4-6 υ〉0.5時作用在具有轉向離合器的履帶式車輛后橋上的力矩
在第二種轉向情況下(ν>0.5)，慢速側離合器輸出半軸必須制動，在這種情況下，履帶車輛的轉向力矩可由下式表示(圖4-6)：
???? (14)
上式說明，在第二種轉向情況下，車輛的轉向力矩，可以利用調節(jié)制動器摩擦力矩的方法來達到。
車輛在穩(wěn)定轉向時，制動器上所需的摩擦力矩為：
由上式可知，當車輛不帶負荷(=0)且滾動阻力極小(=0)時，制動器摩擦力矩可表示為：
????? (17)?
當車輛轉向受限于附著力時，轉向力矩應為：
車輛穩(wěn)定轉向時，轉向力矩恒等于轉向阻力矩，即,于是求得由土壤附著力決