履帶車輛設(shè)計計算說明

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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(biāo)準(zhǔn)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(biāo)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(biāo)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(biāo)準(zhǔn)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(shù)條件》標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)定功率為57kW/h，轉(zhuǎn)速為2600r/min. (1)最高設(shè)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(fēng)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(biāo)定功率57kW，并有一定功率儲備，故能夠滿足設(shè)計要求。 五、履帶式底盤的設(shè)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(shè)計。 履帶行走裝置有“四輪一帶”（驅(qū)動輪，支重輪，導(dǎo)向輪，拖帶輪或張緊輪，以及履帶），張緊裝置和行走機構(gòu)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(dǎo)向輪把履帶鋪設(shè)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(jié)硬塊,土壤的顯微結(jié)構(gòu)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(shè)

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(yīng)進行計算該履帶機械的基本性能是否滿足預(yù)期要求，整機參數(shù)選擇是否合理。這里主要是關(guān)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(biāo)準(zhǔn)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(jié)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(jié)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(jié)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(jié)果nT =0.75 (5) 履帶機械的附著力PΨδd （要求：附著力應(yīng)大于或等于履帶行走機構(gòu)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(jié)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(gòu)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(shè)：(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(shè)，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(shè)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(dāng)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(dāng)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(jié)果相同。 4、傳動裝置的設(shè)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(yīng)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(shè)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(yīng)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(guān)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(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)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(shè)計標(biāo)準(zhǔn), 各種齒形的設(shè)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(dān), 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(shè)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(biāo)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(yán)重時甚至由于運動干涉而不能退出嚙合。因此, 在設(shè)計過程中應(yīng)根據(jù)工作工

21、況, 靈活采取相適應(yīng)的設(shè)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(yīng)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(shè)計方案。 1. 確定驅(qū)動輪主要尺寸（則根據(jù)相關(guān)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(guān)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(guān)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(biāo)準(zhǔn)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(guān)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(guān)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(jié)構(gòu)設(shè)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(gòu)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(guān)于牙嵌式離合器主動齒輪對稱設(shè)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(fù)位彈簧設(shè)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(fù)位彈簧設(shè)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(gòu) 5 10 牙嵌式離合轉(zhuǎn)向機構(gòu) 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(jié)構(gòu)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(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)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(shè)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(shè)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(gòu)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