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示履带平均接地比压,m表示挖掘机工作质量,g表示重力加速度,L表示履带接地长度,b表示履带宽度,h表示履带高度。小挖的平均接地比压为30×10^3Pa上下。履带行走装置的最大牵引力T可以根据公式T=Tf+Ti=fG+sinαG计算得出。其中,Tf表示履带行走装置的滚动阻力,Ti表示履带行走装置的坡道阻力,f表示履带行走装置的滚动阻力系数,α表示最大设计坡度角,G表示整机重力。根据表4-2的滚动阻力系数f,可以选择合适的值进行计算。另外,根据统计数据拟合的最大牵引力与整机质量关系式T=+,可以得到整机最大牵引力T的数值为N。链轨节节距t可以按照经验公式t=(15~)G^。根据整机质量G的数值,可以计算出链轨节节距t的数值为:..151mm。确定了链轨节距t之后,可以根据t计算四轮一带的有关参数。其中,履带板宽度b可以根据小挖的标准值进行选择,即b=。驱动轮节圆直径Dq可以根据公式Dq=t/sin(360/z)计算得出。根据表4-3的驱动轮参数表,可以选择合适的驱动轮齿数z进行计算。最后,根据斗容量m3的数值,可以选择合适的驱动轮齿数z。≈129mm,综合选择z==t/sin(360/360z)≈。导向轮工作面直径Dd:Dd=(~)Dq=*Dq=。托链轮踏面直径Dt:Dt≤(~)t。所以Dt≤~。选择Dt==125cm。:..支重轮踏面直径Dz:Dz≤(~)t。因为支重轮和托链轮的联系尺寸相同,所以也取Dz==125cm。链轨节数n、托链轮、支重轮数量的确定:2Az+n=t^,托链轮的数目不宜过多,小挖每侧托链轮一般为1个;考虑到滚动阻力的大小和接地比压的均匀性,小挖每侧支重轮通常为4~5个,具体数量随整机重量的增加而增多。在此设计中,选择每侧1个托链轮和每侧5个支重轮。张紧装置设计时,一般要保证履带的下挠度不超过20~40*10^-3m;张紧装置的行程应大于1个履带节距的,以便在履带因磨损而造成节距伸长时,可拆去一块履带板而继续使用。主要外形尺寸的设计计算中,根据统计数据拟合的接地长度、轨距与整机质量关系式为:L=+1304,B=+:L=**10^3+1304=1964*10^-3m=,B=**10^3+951=:..1568*10^-3m=。考虑到稳定性与通过性要求,推荐履带长度为1500~2300mm,轨距为1250~1900mm。实际工作时由于地面不平,两条履带不完全与地面接触,以及由于整机重心的偏移等原因,履带上的实际接地比压不均匀,则会出现最大接地比压pmax,其计算公式为:pmax=2G/(3b(L-B))。从上式可以看出,L/B值不应太小,否则会增加pmax值,降低其通过性。挖掘机在原地转弯时需要克服滚动阻力和转弯阻力,而转弯阻力Tz的计算公式为:Tz=μGL/4B,式中μ为履带板对地面的摩擦系数。从上式可以看出,L/B值又不能太大,否则将增大转弯阻力值,降低原地转弯能力,因此L/B的比值应恰当选择。根据统计结果,L/B的比值基本与整机质量没有规律。初步确定L/B的比值后,可通过原地转弯能力的理论分析进行核算来选定。根据公式S=α*TB/GL,其中α为履带板修正系数,α=(b/500)^(1/3),b为履带板宽度(10-3m);G为整机机重(N);:..T为行走最大牵引力(N)。当S>,原地转弯不能实现;,原地转弯性能良好。所以___的比值需满足:T/(L/B)≤。它的大小表明挖掘机通过地面障碍的能力,通过取h≥^(1/3),推荐h为300~380mm。根据以上公式和推荐数值,可以确定“四轮一带”。根据挖掘机原地转弯能力的校核公式,原地转弯阻力W=(~)μG+。所以W=**5500+*5500=。因为W小于前面计算出的牵引力T(N),所以能够实现转弯。其中μ为履带对地面接触处阻力系数,对三筋履带μ=~。在挖掘机爬坡时,需要克服自重、运行阻力和履带内:..阻力等多种阻力。其中,挖掘机自重在斜坡方向的分力为Wp,运行阻力为Wv,履带的内阻力为Wn。最大牵引力T应不小于这些阻力之和。同时,挖掘机在爬坡时还需要满足不打滑的条件。通过计算,可以满足以上要求。综合考虑经验公式和实际工作要求,本课题对履带行走装置的主要参数进行了计算和校核,并绘制了各部分零部件和总装配图,为小型挖掘机履带行走装置的设计提供了参考。履带式行走装置具有牵引力大、接地比压小、越野性能好、爬坡能力强、转弯半径小和机动灵活等优点。目前,履带式行走装置的零部件已经标准化,并普遍采用工业拖拉机型的结构型式,以提高行走性能、降低成本。履带行走装置作为挖掘机的支承部件,其性能直接影响着挖掘机的性能。因此,在新产品开发中,合理设计行走装置非常重要。在利用CAXA进行装配图和零件图的绘制过程中,我们也遇到了一些困难和问题。因此,我们需要进一步研究和改进履带式行走装置的外形优化等方面。