全架式履帶拖拉機機架設計與優化*

毛智琳，蔣建東，章沈強，楊振興，張奮飛，楊錦章

(1. 星光農機股份有限公司浙江省智能農機重點企業研究院，浙江湖州，313017；2. 浙江工業大學特種裝備制造與先進加工技術教育部重點實驗室，杭州市，310014)

0 引言

全架式履帶拖拉機具有離地間隙高、接地壓力小、通過性好、轉向靈活、保護耕地泥腳、牽引力和打滑率比輪式拖拉機好[1]等優點，廣泛用于丘陵地區犁耕的動力機械。整機的機架體形大、復雜程度高、關聯因素多，幾乎支撐著整機的全部重量，是各零部件連接的基體、整機的關鍵核心件之一。

國外機架設計在20世紀90年代就實現了計算機模型分析、動態仿真、參數優化[2-6]，其較明顯特點是機架的主體結構基本上用板料特制成型，綜合性能比較好。國內在20世紀80年代橡膠履帶得到較快發展[7-10]，履帶拖拉機才開始快速發展起來。履帶行走的全架式機架在收割機、軍用車輛、工程機械上都得到應用[11-13]。但機械用途不同，結構也不一樣。履帶拖拉機犁耕是最基本的作業，對牽引力、附著力、穩定性、可靠性要求較高，且每款機型對應的機架要求又不同，目前設計理論依據不多，大部分仍憑經驗用型材拼搭而成，對機架研究相對基礎薄弱和系統性不強，存在結構不合理、變形和開裂等嚴重問題。本文以902履帶拖拉機機架為例，對機架的結構布置、輪系分布、強度和剛度等要素進行設計并對機架開裂問題進行分析和優化設計。

1 機架結構與工作原理

1.1 機架結構

對選定的發動機、變速箱等主要部件進行組合，擬定行走輪系等結構模塊，設計出全架式履帶拖拉機機架聯接結構，圖1所示。

整機機架由行走梁、上平面架、前后橋三大模塊組成。行走梁左右對稱分布于機架底部，固定導向輪、支重輪、中間輪、張緊輪和導軌等行走輪系部件；上平面架布置變速箱和發動機用螺栓連成一體，發動機前端和前托架固定于上平面架前上方，配重設置于前托架前端，變速箱兩側驅動軸殼由上平面架后支撐相聯，后聯接座懸掛工作部件；前后橋聯接上平面架和行走梁，前橋與張緊支架位置固定相聯，后橋與驅動輪位置固定相聯。

圖1 全架式履帶拖拉機機架承載聯接結構Fig. 1 Frame external connection structure offull-frame crawler tractor1.配重 2.發動機 3.變速箱 4.驅動輪 5.懸掛件 6.工作裝置7.導向輪 8.機架(后橋) 9.機架(行走梁) 10.中間輪 11.導軌12.機架(前橋) 13.支重輪 14.張緊輪 15.機架(上平面架) 16.前托架

1.2 工作原理

通過設計上平面架固定變速箱、發動機、前托架、水箱及配重等部件，并聯接后懸掛件配置工作部件的位置，適當調節配重塊數量，充分發揮整機的牽引力和附著力的作用，使履帶在全作用范圍內作業。通過前后橋分別在行走梁和上平面架的前后端固定連接，使整機保持一定的離地間隙，作業時具有一定的通過性同時還應有工作穩定性。在整機機架中，通過履帶傳輸變速箱驅動輪的動力，在行走梁上的支重輪、導軌、導向輪、張緊輪等共同作用下，支撐整機作業行走。

2 機架主要部件設計和參數確定

2.1 整機質量確定

在機架設計時，首先必須確定整機質量。拖拉機作為牽引農機具的動力機械，自身重量直接關系附著力和牽引力。目前國內市場上，全架式履帶拖拉機應用動力普遍為51.5～73.5 kW，根據發動機功率與標定牽引力的關系式[14]

(1)

式中：Pe b——發動機標定功率，取66.2 kW；

FTb——拖拉機標定牽引力，N；

vj——基本犁耕作業速度，一般按9～10 km/h，本文取9.5 km/h；

ηTb——牽引效率，一般取0.6。

求得FTb≤15 050 N。

拖拉機的最大使用質量

(2)

式中：φδ——滑移率為規定值時的附著系數，查得δ=20時φ20=0.65；

λ——牽引力為FTb時動態質量分配系數，取1；

f——滾動阻力系數，取0.08。

求得msmax為2 694 kg。

同時依據國家鑒定大綱[15]，定義要求最小使用比質量≤45 kg/kW，整機質量Gg確定為2 540 kg。

2.2 整機初始重心位置確定

整機重心關系著機架的總布局，決定行走梁定位、上平面架對變速箱和發動機的布置和前后橋的高度，對牽引力、附著性能、穩定性和操縱性有很大影響。

找初始重心，首先找一個相對穩定幾何重心作參考。在圖1中，變速箱驅動輪兩側對稱，對安裝精度要求較高，軸中心線與變速箱縱向中心面相交點穩定——相對中心。

設變速箱、發動機、工作裝置等裝配在機架上的部件重心的縱向偏差不計，以相對中心為坐標原點，求整機初始重心位置f(xg，yg，zg)。

(3)

式中：xg——整機重心在x軸上的位置，mm；

G1～Gn——變速箱等部件的質量，kg；

x1～xn——變速箱等部件相對x坐標軸的位置，mm；

yg——整機重心在y軸上的位置，mm；

y1～yn——變速箱等部件相對y坐標軸的位置，mm；

zg——整機重心在z軸上的位置，mm。

各部件的裝配位置和重量已確定的情況下，代入式(3)，求得xg=439 mm、yg=65 mm、zg≈0。

整機重心位置，設計布置時盡可能地降低重心高度，并使實際重心位于拖拉機初始重心位置。當實際重心偏離初始重心的偏心距在-L0/6～L0/6之間內[16]，履帶接地長度范圍全部受力，能最大發揮牽引力作用。選用不同農機具時，可增減配重的方法調整重心位置。

2.3 行走梁設計

2.3.1 行走梁長度

依據國家標準[17]對接地比壓≤22 kPa的要求，求行走梁長度。

(4)

式中：P——接地壓力，kg/cm2；

L0——初定行走梁長度，mm；

B——履帶寬度，取400 mm；

求得L0≥1 445 mm。

2.3.2 輪系布置

行走梁的輪系分布，支重輪間距L1應該設置為履帶節距p的非整數倍[11, 18]。為整機行走平順性好、振動小、附著力大等綜合因素，履帶拖拉機以田間作業為主，下田后充分發揮履帶承壓力，設接近角θ5和離近角θ4為3.5°，這樣履齒下沉后，導向輪和張緊輪的地面切線所包含的履帶板都能承壓。為安裝履帶方便，張緊輪前縮量L4為65 mm、后伸長量L5為35～45 mm。選取驅動輪與支重輪中心距h1為490 mm。行走輪系結構簡圖如圖2所示。

圖2 行走輪系結構簡圖Fig. 2 Schematic diagram of traveling gear train1.張緊輪 2.支重輪 3.履帶 4.中間輪 5.驅動輪 6.導向輪

根據內接周長計算選配履帶。

(5)

式中：Lb——履帶長度，mm；

La——履帶包覆所有輪系內接線的總長度，4 475 mm；

θ1、θ2、θ3——輪系中履帶包覆三個輪的圓心角，分別為94.81°、149.85°、108.94°；

δ——1/2履帶厚度，17.25 mm；

Δ——驅動輪齒數與履帶節數為奇數的履帶長修正數值，0～90 mm，本文選取8.1 mm。

代入式(5)，求得配置節距90 mm、寬400 mm、齒數51節的履帶。通過求解履帶規格，驗證了行走梁的長度選擇及輪系布置在合理范圍內。

2.3.3 行走梁軌距

以上設計形成了單根行走梁，根據式(3)求得zg≈0，要求左右行走梁與縱向中心面對稱，行走梁軌距選擇應在犁耕時不產生偏牽引，即農機具阻力合力應在整機的縱向對稱平面內。另外軌距還受道路寬度限制，不能太寬。但若軌距太小，轉彎半徑減小，整機橫向穩定性變差，操縱舒適性下降。

履帶行走裝置的接地長度L3和履帶軌距Bb的比值對轉向性能和轉向所需的功率影響很大。一般L3/Bb為1.2～1.4。根據圖2，接地長度為1 580 mm，履帶軌距選取1 150 mm，張緊輪和導向輪采用外懸掛在梁上，推得兩行走梁軌距為915 mm。

行走梁軌距確定后，測算拖拉機側翻穩定性。

(6)

式中：θz——抗側翻角，(°)；

Bt——履帶鐵芯寬度，238 mm；

h1——支重輪與驅動輪的中心高度，490 mm。

代入求得抗側翻角θz=51.35°≥50°，符合抗側翻的基本要求[19]，軌距和重心高度處于不側翻穩定狀態。

2.4 上平面架設計

拖拉機的兩個主要重量件，變速箱和發動機都固定于上平面架上，上平面架裝配結構，如圖3所示。采用“定心、定線、定面”方法，利用驅動軸殼加工面圓心定心，使上平面架左右抱箍中心線與驅動軸殼中心線重合，使上平面架縱向中心面與左右驅動殼對稱中心面重合。發動機和前端固定座相連接，調整前托架長槽孔位置，用螺栓固定于前托架上。這樣設計連接方式優點：變速箱、發動機直連后固定在上平面架上，形成一個強大的結構整體，強度和剛度獲得很大提高；裝配通過適當調整就能達到空間布置的尺寸要求。主要尺寸：長(Ls)×寬(Bs)×高(Hs)為2 110 mm×620 mm×225 mm。

圖3 上平面架裝配結構Fig. 3 Upper plane frame assembly structure1.配重 2.發動機 3.變速箱 4.抱箍 5.上平面架(后聯桿)6.上平面架(中間橫檔) 7.上平面架(前懸臂梁)8.發動機固定座 9.前托架

2.5 前后橋設計

為保證前后橋有足夠的強度和剛度，結構型式設計成弧型的“八”字型結構形狀，減少應力集中。離地間隙國家標準[17]要求≥350 mm。實際應用中盡量選擇大的離地間隙，不至于當行走機構下陷量大時，使滾動阻力增大；一旦下陷量等于離地間隙時，拖拉機上平面架接觸地，就會完全失去行走能力。上平面架和行走梁平行，所以前后橋高度一致。

離地間隙

Hc=h1+hsw+hbb+hbt-Hs≥350

(7)

h1=hwb+hb+Hs

(8)

式中：hsw——支重輪中心到履帶切點距離，92 mm；

hbb——履帶厚度，34.5 mm；

hbt——履帶齒高，33 mm；

Hs——上平面架橫梁下邊線到驅動輪中心高度，224 mm；

hwb——支重輪中心到梁上邊線高度，90 mm；

hb——前后橋垂直高度，mm。

(9)

式中：θs——爬坡角，(°)；

L2——支重輪與中間輪間距，mm。

從式(7)求得離地間隙為424.5 mm，符合國標要求。從式(8)求得前后橋垂直高度175 mm，通過式(9)驗證得爬坡角42°，滿足≥40°的基本要求[19]，重心高度yg處于爬坡穩定狀態。

2.6 機架組合

經過對行走梁、上平面架和前后橋的設計，按圖1、圖2進行機架組合。后橋的縱向位置和上平面架的變速箱驅動輪直支撐對齊，前橋和張緊輪支撐架中間結合一起。

機架選用焊接和力學性能都比較好的Q235A材料，進行100%強度焊接組合。機架組合如圖4所示。完善產品圖紙，標定形位公差，使設計要求在制造質量上得到有效控制，發揮機架應有的綜合性能和低能耗作用。

(a) 機架組合主視簡圖

(b) 機架組合右視簡圖圖4 機架組合Fig. 4 Frame combination

3 機架優化改進

市場調查中，發現機架變形和開裂問題比較嚴重。因為拖拉機的工作條件惡劣，機架不僅承受著靜態力，還有更復雜的動態力[20-23]。

行走梁上的支重輪基本上均勻分布，對整機重量和行走沖擊的承載比較均衡。前后橋的后橋有直支撐和“八”字型斜撐桿組合，相對承載力較好；前橋僅有“八”字型斜撐桿，與上平面架的前懸臂梁相接，上部焊接部位受力狀況較差。上平面架后半部直支撐承載力較強，前半部有前懸臂梁且連接著發動機和配重塊，受力狀態相對最差。對機架的三大模塊分析得出受力最薄弱點：上平面架的前懸臂梁與前橋交接處。機架的實際變形和開裂情況也和上述分析相同，所以很有必要對前懸臂梁作強度和剛度計算。

3.1 強度剛度計算

為分析問題作假設：機架制造不變形，前托架至配重塊重心簡化為桿件，左右兩根前懸臂梁受力相等。求得單根支點的力與力臂：發動機前支撐點F1為1 930 N，力臂Ls為0.723 m；前托架重心點F2為530 N，力臂LT為0.175 m；配重塊重心點F3為1 570 N，力臂LP為0.65 m，作受力分析如圖5所示。

圖5 前懸臂梁受力分析Fig. 5 Force analysis of front cantilever beam

通過強度計算：最大彎曲應力δmax為87.4 MPa,最大切應力τmax為0.99 MPa。根據第三強度理論，截面上應力δⅢ為87.5 MPa≤235 MPa(材料許用應力)。

從上述計算結果得出：前懸臂梁能滿足靜態作用力。但實際情況是機架前懸臂梁還是有許多變形和開裂。因為機架還可能會受到以下幾種動態作用力。

1) 高速單邊轉向[16, 24]，頭部左右摔動，受側向拉彎力。

2) 拖拉機縱向越障[12]，上翹下撞，上下撞擊力。

3) 拖拉機側向爬坡越障[19]，側向作業時，受側向力。

4) 行駛中路況顛簸坡和發動機振動[25]，機架受高頻沖擊力。

5) 機架焊接加工殘余應力[26]，使機架穩定性、抗疲勞都降低，減少承載能力。

6) 作業中整機深陷泥田(圖6)，粘泥與上平面架平齊，履帶原地打滑；牽引時，機架將會受到遠大于整機重量的拉力。

7) 高速行駛時，由于誤操作，撞到樹、田埂等，受強勁沖擊力。

圖6 整機深陷泥田中Fig. 6 Whole machine is stuck in the mud

在以上不確定的間歇性動態作用力下，使前懸臂梁與前橋交接處受到類似于“不規則多棱角星狀仿錘體”的交變應力作用。機架在靜、動態交變應力的綜合作用下，形成金屬組織結構的往復滑移運動，使材料逐漸硬化變脆，在突發外力作用時，在焊接處和結構薄弱處應力集中加劇，超過材料屈服強度時就出現微裂紋，繼續受外力作用時，裂紋擴張，直至機架開裂破壞。

3.2 優化改進

改進目的是機架在整機正常使用壽命內不發生致命的開裂缺陷。在保留行走梁、前后橋兩大模塊設計的基礎上，主要對上平面架模塊改進優化，減少外應力集中，加強薄弱構件，提高前懸臂梁強度和剛度。

從圖3結構看前懸臂梁，受外在靜壓力，計算得出了產生一定量撓度變形，而發動機用螺栓剛性相連于機架最前端，會更加重應力集中于最弱的前懸臂梁交接處；機架制造變形，裝配時剛性相連接形成內在內應力；焊接材料組織變化形成熱脆性；加上作業時各種不確定的間歇性突發動態作用力，加速開裂出現。對發動機與上平面架聯接的受力與計算分析發現：剛性聯接結構使前懸臂梁產生裝配內應力，出現強度“內卷”耗掉特征，即使機架制造檢驗合格的、計算強度也足夠的，整機使用時還是會出現機架嚴重的變形和開裂的致命缺陷。

理清變形開裂主要原因后，對上平面架及前橋作如下優化。

1) 發動機固定方式由剛性改為浮動式活動聯接，同時支撐點向后移145 mm。

2) 發動機與機架之間設25°角“V”型斜鍥，中間設置強力橡膠減振墊。

3) 前懸臂梁和后聯桿矩型鋼由焊合，改為變截面、等強度、鋼板整體成型的長橫梁，且前端設3°翹頭。

4) 與上平面架相連的前橋由矩型管“八”字型改為“C”型哈夫鋼板成型結構形式。

經過以上改進的上平面架如圖7所示，改進后的機架[27]如圖8所示。

圖7 新型上平面架圖Fig. 7 New type upper plane frame

圖8 改進后機架Fig. 8 Improved frame

3.3 改進前后強度對比

依據強度剛度計算，設置同樣受力條件和行走梁底面固定，分別對改進前后機架用ANSYS軟件進行靜態作用力的分析，得出機架的靜態應力分布如圖9所示，靜態受力變形如圖10所示。在動態作用力的模擬分析時，不撤除靜態受力的條件下，按顛簸試驗[28]要求，在前懸臂梁與前橋交接處，設置豎直加速度為±40 m/s2、水平加速度為±20 m/s2的震蕩，進行模擬試驗，得出顛簸應力分布對比如圖11所示，顛簸變形對比如圖12所示。

(a) 改進前

(b) 改進后圖9 改進前后靜態應力分布對比Fig. 9 Comparison of static stress distribution before andafter improvement

從圖9可以看出，改進后最大應力從200.34 MPa降低至129.25 MPa，降低了35.48%；平均應力從6.09 MPa降低至2.73 MPa，降低了55.21%。從圖10可以看出，改進后最大變形從4.34 mm降低至1.65 mm，降低了61.98%；平均變形從0.417 mm降低至0.119 mm，降低了71.46%。改進前后靜態作用力下，機架強度、剛度都能滿足要求，與計算基本相符(誤差值產生于計算條件假設與實際有偏差)。

(a) 改進前

(b) 改進后圖10 改進前后靜態受力變形對比Fig. 10 Comparison of static force and deformation before andafter improvement

(a) 改進前

(b) 改進后圖11 改進前后顛簸應力分布對比Fig. 11 Comparison of bump stress distribution before andafter improvement

(a) 改進前

(b) 改進后圖12 改進前后顛簸變形對比Fig. 12 Improved before-and-after bumpdeformation comparison

從圖11可以看出，在顛簸條件下，改進后最大應力從290.84 MPa降低至193.44 MPa，降低了33.5%；變形最大時，平均應力從5.15 MPa降低至3.98 MPa，降低了22.69%。從圖12可以看出，改進后最大變形從6.262 mm降低至2.467 mm，降低了60.6%；變形最大時，平均變形從0.644 mm，降低至0.179 mm，降低了72.14%。改進前機架在動態作用力下已超過Q235A許用應力(235 MPa)，變形量也接近剛度極限值，所以驗證了改進前機架易變形、開裂。

4 驗證情況

為進一步驗證機架的作業可靠性，對優化后的機架，組裝成整機進行試驗。參照企業作業極限試驗辦法，從機架經受的7種動態作用力，根據作用力強度大小，把3.1節中(1)～(5)動態作用力歸入“顛簸”，(6)為“強拉”，(7)為“撞擊”3個項目。根據作用力大小的遞增，依次進行，如表1所示。

表1 機架動態作用力試驗Tab. 1 Frame test of dynamic force

用JG90-30-001專用檢具，測量機架變形量，圖13(b)所示。將檢具兩橫桿置于左右行走梁上、調水平，中直桿調至機架水平居中，另一橫桿與機架前端平齊，各桿件用螺栓固定，作為測量基準。測出檢具前橫桿兩端點、對應前懸臂梁左右上下端點的距離和變形量，測3次取平均值。填入機架變形記錄見表2。

(a) 田間試驗

(b) 機架變形測量圖13 整機試驗Fig. 13 Test of crawler tractor

表2 機架變形記錄Tab. 2 Frame deformation record

改進后機架經過3項作業極限試驗，產生的最大變形量為3.1 mm，小于企業規定的3.5 mm，沒有出現嚴重變形和開裂問題，機架承受動態作用力的效果明顯提高，達到了優化設計的目的。

5 結論

1) 以全架式902履帶拖拉機機架為例，將機架分解為行走梁、上平面架和前后橋三個模塊，溯源基礎數據設計依據，計算選取整機重量為2 540 kg、設定坐標系重心f(439，65，0)、設計行走梁長為1 445 mm、軌距為1 150 mm、前后橋高度為175 mm，得到不側翻角為51.35°、爬坡角為42°，整機穩定性能滿足要求，為市場對機架多樣化需求，快速模塊化、參數化設計提供參考。

2) 對機架進行靜態和動態的受力分析，得出上平面架和前橋連接處，有間歇性“不規則多棱角星狀仿錘體”似的交變應力作用。機架優化改進如下：對上平面架長橫梁，采用前端設3°翹頭的變截面整體橫梁；發動機用“V”型、浮動橡膠墊聯接機架，支撐點后移145 mm，變速箱驅動殼體活動連接，減小受力不均和應力集中。優化改進后，在顛簸條件作用力下，最大應力從290.84 MPa降低至193.44 MPa；最大變形從6.262 mm降低至2.467 mm。機架承受靜態和動態作用力的效果明顯提高，達到了設計的要求。

3) 改進優化后的機架，進行極限試驗，機架產生的最大變形量為3.1 mm，小于設定要求值3.5 mm，機架變形、開裂問題得到明顯改善。