WF-402履带式旋耕拖拉机的研制
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2015-06-10 09:18 - 保护视力色：
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市农机研究所 苏龙田
一、研制WF-402履带式拖拉机的背景及意义
现有的大、中型拖拉机功率大、作业效率高，是拖拉机的主要发展趋势。但是，我国幅员辽阔，农业人口众多，人均耕田少，而地形地貌千差万别，特别是南方，多山地、丘陵。如湖南、江西、广东、广西、福建、贵州、云南等省，这些地方大部分田块较小，土地承包责任制后连片地小，田间道路崎岖不平，大、中型拖拉机无用武之地。并且，大、中型拖拉机结构复杂，科技含量高，价格也较昂贵，南方地区绝大多数农民无能力购买。因此，小型拖拉机由于其小巧、机动灵活、价位低，因而受到广大农民的欢迎。特别是农村的短途运输很受欢迎。但小型拖拉机在田间耕作上，存在很大的问题，主要是转向阻力太大，极易打滑，甚至无法转向，在附着力较差的田地无法进行耕作。所以，目前几乎没有用户将这种拖拉机实际用于田间耕作，而造成小型拖拉机用途单一，设备利用率不高、浪费资源的问题。为了克服上述小型拖拉机田间耕作的不足，使其具备多种用途，提高机器利用率，节约资源，是非常必要而且及时的。为此，本所成立了科研攻关小组，对上述问题进行研究、攻关。经过多年的研究、试验，研制出了WF-402履带式拖拉机。其外形如下图。
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二、WF-402履带式拖拉机的设计思路、技术原理及技术创新点
1. 设计思路
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ＷＦ-402履带式拖拉机的主体设计思路是市场需求和用户需要，以124D型拖拉机为基础（如下图），不改变并保持原有机型主要结构和特点，如柴油机、主变速箱等。通过万向节、传动轴等与分变速箱联接，再由传动轴将其动力传至挂车增设的最终传动装置，从而实现拖拉机的四轮驱动。
2.技术原理
ＷＦ-402履带式拖拉机是在现有折腰式拖拉机的牵引机头的左、右两个驱动轮换为履带，并在驱动半轴上分别安装可独立工作的制动器，当一侧的制动器工作发生制动时，该侧的履带在制动阻力作用下减慢或停止行走，而另一侧的履带继续行走，导致机头改变行驶方向，实现转向；当有一侧履带遇到附着力小而打滑时，操作该履带的制动器，给该履带加上阻力制止打滑。在附着力较差的田地上也很容易转向，且转弯半径很小，有效解决了轻型拖拉机的田间耕作问题，能满足南方地区水田的适应性和保护性耕作的需要。
3.技术创新点
(1) 创新了盘式拖拉机的转向系统，利用差速器和独立制动实现转向。即：在底盘差速器输出的两个驱动半轴上分别安装可独立控制的制动器实施单边制动，由两根转向操纵杆分别控制驱动半轴而实现转向；制动踏板则同时控制两个制动器实现刹车。不再依靠摩擦阻力转向，在水田里作业转向灵活自如（如下图）。
(2)首创拖拉机由牵引机头和拖挂部件组成，牵引机头实现履带式、轮式共用同一底盘，拖挂部件的轮胎可拆下替换牵引机头的履带从而方便牵挂货厢进行短途运输（如下图）。
(3)首创耕作机具拖挂架。该装置取代传统三点悬挂装置，拖拉机在田头转弯时（尤其是转急弯），拖挂架能使耕作机具不需提升,就能不带泥土横向移动，从而不造成坑凼，保持田头平整，这是其他大中型拖拉机不能做到的（如下图）。
三、WF-402履带式拖拉机的主要技术参数及计算说明
(一)主要技术参数
1、主机
型号 WF-402
驱动型式 履带/（轮胎）
转向型式 操纵杆
制动型式 液压
最高车速 km/h 12.0
履带轨距 mm 1050
履带（节距×节数×宽） 90×40×280
履带接地长 mm 1220
最小离地间隙 mm 350
最大牵引力 KN ≥8.5
最小转向直径 m ≤5
动力输出轴转速 r/min 低档：540，高档：1800
挡位数(前进+倒退） （3+1）×2
发动机与离合器联接方式 花键轴联接
启动方式 电启动
外廓尺寸(长×宽×高) 2340×1330×2220
最小使用质量 KG 1233
2、发动机
型号 SL2110ABK
型式 立式、直喷式、四冲程、水冷
排量 L 2.224
压缩比 17:1
标定功率 kw 29.5（12h)
标定转速 r/min 2400
最大扭矩 N/m ≥127.5
最大扭矩转速 r/min ≤1680
燃油消耗率 g/kw-h ≤244.8
3、配套旋耕机
旋耕机型号 1GN-160
旋耕幅宽 cm 160
耕深 cm 旱耕8～14,水耕10～16
生产率 hm2/h 0.2～0.5
挂接方式 三点悬挂
传动方式 万向节传动轴
传动类型 齿轮
刀辊转速 r/min 200
旋耕刀型式 IT225
旋耕刀数量 把 40
旋耕刀排列方式 螺旋
4、配套货厢（短途运输）
车厢内部尺寸 mm 2000×1500×400（长×宽×高）
装载质量 kg 1000
轮胎规格 6.50-16
(二)各档速度的计算
传动系统原理图如下图
低速档的传动比为：
低Ⅰ档 13/33×152/555×8/39×19/49=0.008581(1/116.54)
低Ⅱ档 19/29×152/555×8/39×19/49＝0.014272(1/70.07)
低Ⅲ档 30/27×152/555×8/39×19/49=0.024204(1/41.32)
倒低档19/21×13/33×152/555×8/39×19/49＝0.007764(1/128.80)
理论速度(履带)：
低Ⅰ档 2400×1.08×60/1000×0.008581＝1.335(Km)
低Ⅱ档 2400×1.08×60/1000×0.014272＝2.219(Km)
低Ⅲ档 2400×1.08×60/1000×0.024204＝3.764(Km)
倒Ⅰ档 2400×1.08×60/1000×0.007764＝1.208(Km)
高速档的传动比为：
高Ⅰ档 13/33×8/39×19/49=0.0313(1/31.95)
高Ⅱ档 19/29×8/39×19/49＝0.05211(1/19.19)
高Ⅲ档 30/27×32/507×19/49=0.070129(1/14.26)
倒Ⅱ档 19/21×13/33×8/39×19/49＝0.02835(1/35.27)
理论速度(履带)：
高Ⅰ档 2400×1.08×60/1000×0.0313＝4.868(Km)
高Ⅱ档 2400×1.08×60/1000×0.0521＝8.103(Km)
高Ⅲ档 2400×1.08×60/1000×0.070129＝12.1182912(Km)
倒Ⅱ档 2400×1.08×60/1000×0.02835＝4.409Km)
(三)、发动机功率的验算
根据《GB/T 1147.1-2007中小功率内燃机 第1部分：通用技术条件》标准要求进行计算：
WF-402履带式拖拉机，配套用力佳SL21110ABK柴油机，标定功率为29.5kw/h,转速为2400r/min.
(四)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。所以根据农用履带式拖拉机对整个装置进行较完整的配合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。机械行走时，驱动轮在履带紧边产生一个拉力，力图把履带从支重轮下拉出。出于支重轮下的履带与地面有足够的附着力，阻止履带的拉出，迫使驱动轮卷绕履带向前滚动，导向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5500～8500kg，接地面积的履带拖拉机小，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，依然会保持碎小的板结硬块，土壤的显微结构遭到了破坏。附着性能差，滑转率高。橡胶履带拖拉机牵引力大，适合重负荷作业（如耕、耙等），接地比压小，对农田压实、破坏程度轻，特别适合在低、湿地作业，而且除田间作业外，还在农田基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，以其以上所叙述的比较分析，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，应进行计算该履带机械的基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
根据《GB/T 3871.9-2006 农业拖拉机 试验规程 第9部分：牵引功率试验》标准要求进行计算：
计算工况：计算时所用的工况一般为：在使用重量状态和水平区段的茬地上（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。
⑴履带式传动的驱动力Pq
履带传动Pq=
kgf
式中：Mθ------发动机转矩kgf
I∑-------各档总传动比
ηo------各档总传动效率；
rdq—-----驱动轮动力半径m;
ηq-------履带驱动段半径效率，计算时一般去取ηq=0.95。
Gsmax=2Lobqp; G smax=1.5pTN; PTN=(1.1-1.2)PT 。
式中：G smax-------最大使用重量；
Lo----履带接地长度；
b----履带板宽度；
qp---一般为0.35～0.5kgf/cm2
PTN---额定牵引力；
PT----牵引力。
根据⑵中的活动阻力pf，经计算即可得pq）
经计算后得结果pq=10KN
⑵履带式传动的活动阻力pf
pf=fGS kgf
式中：Gs---使用重量（kgf）；
f----履带式一般取0.1。
经计算后得结果pf=1.85KN
⑶行驶速度v
理论速度vt=0.377
km/h
实际速度v=V1（1-δ） km/h
式中：nθ---发动机转速
rdq---驱动轮动力半径
i∑-----驱动轮轮滑转率（履带式一般取0.07）。
经计算后得结果v=（2.5～5）km/h
⑷履带式传动的牵引效率ηr
ηr=ηoηfηδηq
式中：ηo---各档的总传动效率；
ηf----流动效率；
ηδ----滑转效率
ηq---履带驱动带效率（一般取0.95）。
经计算后得结果ηr=0.65
⑸履带机械的附着力Pψσ（要求：附着力应大于或等于履带行走机构的牵引力且大于各阻力之和。）
Pψσ=ψδGψ
式中： ψδ——————一般取0.75；
Gψ——————取1230千克。
经计算后得结果：Pψδ=9.075KN（符合要求）
3、转向最大驱动力矩的分析与计算
根据《GB/T 15833-1995 林业轮式和履带式拖拉机试验方法》标准要求进行计算：
⑴履带转向时驱动力说明：
履带行走装置在转向时，需要切断一边履带的动力并对该履带进行制动，使其静止不动，靠另一边履带的推动来进行转向，或者将两条履带同时一前一后运动，实现原地转向，但两种转向方式所需最大驱动力一样。因此以机器单条履带制动左转为例，见图：
履带转左向示意图
左边的履带处于制动状态，在右边履带的推动下，整台机器绕左边履带的中心C1点旋转，产生转向阻力矩Mr，右边履带的行走阻力Fr/2。一般情况，履带接地长度L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。
⑵转向驱动力矩的计算
转向阻力矩履带绕其本身转动中心01（或02）作相对转向时，地面对履带产生的阻力矩，如图所示，01、02分别为两条履带的瞬时转向中心。为便于计算转向阻力矩Mr的数值，作如下两点假设：⑴机体质量平均分配在两条履带上，且单位履带长度上的负荷为：
q=
式中：M-总质量（kg）
L-履带接地长度（m）。
经过计算：q===504.1(kg)。
形成转向助力矩Mμ的反力都是横向力且均匀分布的。履带拖拉机牵引负荷在转向时存在横向分力，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O1O2，移动矩离为XO 。
履带转向受力图
根据上述假设，转向时地面对履带支承段的反作用力的分布为矩形分布。在履带支承面上任何一点到转动中心的距离为x，则微小单元长度为dx，分配在其上的车体重力为qdx,总转向阻力矩可按下式：
Mμ=2(
)
式中：μ-转向阻力系数。
μ=
=0.45
式中：μmax-车辆作急转弯时转弯的转向阻力系数； B-履带轨距。）
将式Mμ=2()代入上式积分得并简化得：Mμ=
即：Mμ===675.27n.m
⑶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R≥和0≤R≤分别考虑。
1)当转向半径R＞，如下图所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝同一方向（即行驶的反方向）,外侧、内侧履带受力分别为：
Fq2=Ff2+
Fq1=Ff1-
此时转向示意图
2)当转向半径0≤R≤，如下图所示，此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反方向，外侧、内侧履带受力分别为：
Fq2=Ff2+
Fq1=-Ff1-
此时转向示意图
式中：Ff1,Ff1-分别为内侧前进阻力和驱动力；
Ff2,Fq2-分别为外侧前进阻力和驱动力。
考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力
为：
Ff1=Ff2=Gf
式中；f-履带滚动阻力系数
（即Ff1=Ff2=Gf=1725N）
转向时的最大驱动力矩为：
Mmax=max｛Fq1,Fq2｝×r
式中：r-驱动轮节圆直径。
3）大半径区R＞转向行驶时主动轮上的力：
Fq2= ×（f+
）
Fq1= ×（f-
）
小半径区0≤R≤转向行驶时主动轮上的力：
Fq2= ×（f+）
Fq1=- ×（f+）
式中：λ-转向比，λ=。
转向时的最大驱动力矩为：
Mmax=max｛Fq1,Fq2｝×r
经过以上介绍及公式计算得： Mμ=294.47N.m
分别计算转向半径R＞和0≤R≤的情况：
得到：Mmax= Fq2×r=475.46N.m
得到动轮上的最大驱动力及力矩为：Mmax= Fq2×r=475.46N.m 所得结果相同。
4、传动装置的设计与计算
⑴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：2t.
L0表示为接地长度，单位m，h0表示履带的高度，单位m，G表示整机重量，单位为t0经验公式：
L0≈1.07
=1.07×
=1.348m 取L0=1348mm
L≈L0+0.35h0=1348+0.35×950=1680.5mm
≈1.2 即B≈1127mm
≈0.25 即b≈280mm
履带节距t0和驱动轮齿数z应该满足强度、刚度要求。在此情况下，尽量选择小的数值，以降低履带高度。
根据节距与整机重量的关系：t0=(15-17.5)
，其中t0的单位为mm,G的单位为kg
L,表示履带全长
则L, ≈2L0+
+(～)t0+2△=4140mm
根据计算的与实际的资料，造型号为40节，每节90mm，宽度280mm的履带。
⑵接地比压：
参照《GB/T 7586-2008 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；
L=L2+0.35H7
=1.22+0.35×475
=1.386
Eα=
=
=15.53kpa
H7----履带平均高，单位为m
L2----履带接地长度，单位为m
L----履带接地总长度，单位为m
Eα----接地比压，单位为kpa
gn----标准重力加速度，9.8m/s2
m----工作质量，单位为kg
W4----履带板宽，单位为m
(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，各个齿所受的负何较小，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。胆在退出啮合时，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。
a. 确定驱动轮主要尺寸（则根据相关数据得：）
分度圆直径 d=错误！未指定书签。 
=
=400mm
d=错误！未指定书签。 
==395mm
dαmax=d+1.25P-dr=400+1.25×84-48=457mm
齿根圆直径
dαmin=d+(1-)p-dr=400+(1-)×84-48=427.6mm
dα=(427.6～457)mm，根据相关数据取dα=442mm
分度圆弦高 df=d-dr=400-48=352mm
Hαmax=(0.625+)p-0.5dr=(0.25+)×84-0.5×42=4.48mm
Hαmin=0.5(p-dr)=0.5×(84-48)=18mm
hα=(4.48～18)mm,根据相关数据取hα=11.5mm
b.确定驱动轮齿槽形式
试验和使用表明，齿槽形状在一定范围变动，在一般工况下对链传动的性能不会有很大的影响。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。
驱动轮图
齿面圆弧半径 rθ rθmax=0.008dr(z2+180) rθmin=0.12dr(z+2)
齿沟圆弧半径 ri rimax=0.505dr+0.069
rimin=0.505dr
则根据相关数据得：
齿面圆弧半径 rθmax=0.008dr(z2+180)=155.52mm
rgmin=0.12dr(z+2)=98mm
rθ=（98～155.52）mm
齿沟圆弧半径 rgmin=0.505dr+0.0693
=24.49mm
rimin=0.505dr=24.24mm
rr=(24.24～24.49)mm
齿沟角 αmax=140°-
=134°
αmin=120-=114°
4 总结
WF-402履带式拖拉机在进行了多次性能试验和生产试验基础上，样机于2014年4月在双峰印塘进行系统的性能试验，累计时间360小时，共旋耕作业900亩，可靠性考核中无致命故障和严重故障，并由湖南省农业机械鉴定总站检测，所检项目达到了设计要求和国家行业标准要求。2015年2月，该机顺利通过了娄底市科技局组织的市级科技成果鉴定，居国内同类领先水平。该机结构紧凑，接地比压小，操作简单，田间转移方便，可配套多种农具，功能多样，具有良好的经济、社会效益和应用前景。
