【正文】 g depth calculation diagram of boom agencies （375）將這兩個式子相加，并消去l5，并令 （376） （377）得到：又依據(jù)特性參數(shù)： （378）因此 （379） （380） 由于H1max==，代入得經計算得出： θ1max = 176。θ1min = 176。最后由式（373）得l5 （381） 其中；由于履帶總高根據(jù)式21得h0=，近似取YA=650mm而θ1min與θ1max需要滿足以下條件 （382） （383）將θ1max 、θ1min 的值代入得：ρ = σ = 而 （384） （385）ρ、σ滿足上述兩個經驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。于是 （386） （387） （388） 至此，動臂機構以及動臂液壓缸的尺寸已基本確定。 動臂機構的載荷分析和強度計算 反鏟裝置動臂的強度計算同樣應按挖掘工作中對動臂可能出現(xiàn)的最大載荷來選定計算位置。其工況位置和受力分析方法與斗桿相同。1）第一工況位置的受力分析在這工況下可能在動臂上出現(xiàn)最大載荷，其應滿足以下條件：一 、動臂位于最低，即動臂液壓缸全縮。二、F、Q、V在同一條直線上，其連線與X軸垂直。三、鏟斗挖掘時，斗邊點遇到障礙。因此與斗桿第一工況相同，即 W1=W2=Wk =根據(jù)受力分析，為求危險截面，應先對動臂平面內各鉸點做受力分析。如圖310所示，各鉸點受力均已知。①CB段軸向力，剪力，彎矩的求解以CB方向建立直角坐標系，則 （389）解得 （390）解得 （391）解得 ②BD段軸向力，剪力，彎矩的求解以BD方向建立直角坐標系，則 （392）解得 （393）解得 （394）解得 ③DF段軸向力，剪力，彎矩的求解以DF方向建立直角坐標系，則 （395）解得 （396）解得 （397）解得 至此，動臂上各鉸點的作用力均已算出。2）第二工況位置的受力分析在此工況下，動臂所受到的應力也可能最大，其滿足以下條件：一、動臂液壓缸的作用力臂最大（rBmax）；二、斗桿液壓缸的作用力臂最大，即斗桿液壓缸與斗桿尾部軸線夾角90176。時；三、鏟斗進行正常挖掘，鏟斗位于最大挖掘力位置。因此與斗桿第二工況相同，即 W1=W2=根據(jù)受力分析，為求危險截面，應先對動臂平面內各鉸點做受力分析。其受力分析方法同動臂第一工況位置下的受力分析相同，如圖310所示，各鉸點受力均已知。至此，動臂上各鉸點的作用力均已算出。3）結構尺寸的計算通過對以上兩種工況下動臂的受力進行分析并比較，應用第一工況作為設計，而用第二工況作為校核。在鉸點B處動臂受的彎矩最大，且此處有彎角，容易產生應力集中，因此該截面為危險截面。因此選擇該截面進行校核。由經驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，初取動臂的高度h1=430mm；動臂的寬度a1=240mm。挖掘機所用鋼板的厚度在我國一般為8~15mm，初選底板厚度m=14mm,n=14mm 如圖318所示。n為動臂側板的厚度； m為動臂底板和頂板的厚度；a為底板的寬度；h為動臂的高度圖318動臂截面簡圖Figure 318 Boom crosssection diagram危險截面的有效面積： （398）該截面對z軸的慣性距: （399）選用普遍采用的碳素結構鋼Q235，它的的屈服極限[σb] =375MPa，許用應力為： （3100）斷面處壓應力為： （3101）剪應力為： （3102）彎曲正應力： （3103）此處按曲梁進行驗算，則 （3104） （3105）故所選動臂強度滿足，尺寸符合要求。4 行走機構設計 行走裝置的設計要求履帶行走裝置是小型挖掘機用得最多的一種行走裝置，其主要優(yōu)點是:具有較大的牽引力和較低的接地比壓。穩(wěn)定性好。具有良好的越野性能和爬坡能力。轉彎半徑小、機動靈活。挖掘機的行走裝置是挖掘機的運行部分，也是整臺挖掘機的支承基座，承受挖掘機的自重及工作裝置挖掘時的挖掘阻力，使挖掘機穩(wěn)定地支承在地面上工作，同時又使挖掘機能在工作時作場內運行及轉移工地時作運輸性運行，因此它直接關系到整機的工作性能。履帶行走裝置的重量占整機重量的三分之一還多，制造成本也高，因此在新產品開發(fā)中，合理設計行走裝置很重要。因而，設計挖掘機的行走裝置時應盡量滿足下列要求[9]:1）挖掘機應有較大的驅動力，使挖掘機在濕軟地面或高低不平的地面上行走時具有良好的越野性能，并有較強的爬坡和轉彎性能。2）在不增大行走裝置高度的前提下應使挖掘機具有較大的離地間隙，以提高其在不平地面上的通過性能。3）行走裝置具有較大的支撐面積或較小的接地比壓，以提高挖掘機的穩(wěn)定性。4）挖掘機在斜坡下行駛時不發(fā)生超速溜坡現(xiàn)象，挖掘時不發(fā)生下滑，以提高挖掘機的安全可靠性。5）行走裝置的外形尺寸應符合道路運輸?shù)囊蟆? 履帶行走裝置的構造履帶行走裝置由“四輪一帶”(即驅動輪、導向輪、支重輪、托鏈輪、以及履帶)，張緊裝置、行走底架等組成，如圖4—1所示。由連接回轉支承裝置的行走架3通過支重輪履帶5將載荷傳至地面。履帶成封閉狀環(huán)繞過驅動輪7和導向輪1，為減少履帶上分支撓度，履帶由1~2個托鏈輪6支持。行走裝置的動力由行走液壓馬達和減速機8傳到驅動輪7，使整個行走裝置運行。當履帶由于磨損而伸長時，可由張緊裝置2調整其松緊度。挖掘機轉向時由安裝在兩條履帶上、由液壓泵供油的行走馬達通過對油路的控制，很方便地實現(xiàn)轉向或就地轉彎，以適應挖掘機在各種地面、場地上運動。1—導向輪。2—張緊裝置。3—行走架。4—支重輪。5—履帶。6—托鏈輪。7—驅動輪。8—行走液壓馬達和減速機圖4—1履帶行走裝置示意圖Figure 41 Schematic diagram of crawler 主要性能參數(shù)的確定液壓挖掘機的主要性能參數(shù)表明了挖掘機的主要技術性能，因此在挖掘機總體設計中必須確定。具體對其履帶行走裝置而言，主要包括行駛速度、爬坡能力、原地轉彎能力、接地比壓、最大牽引力等，通過合理的選取元器件等方式，其參數(shù)應該符合以下條件：1）滿足實際使用要求—實用性。2）適合于生產廠的制造條件—可能性。3）充分利用發(fā)動機功率—經濟性。4）與國內外同類型產品相比有較先進的技術經濟指標和可靠的工作性能—先進性。影響液壓挖掘機參數(shù)的因素很多，各參數(shù)之間又彼此影響制約，關系復雜。然而具有先進性能和技術經濟指標的現(xiàn)代化液壓挖掘機其總體參數(shù)間存在著一定的內在聯(lián)系與規(guī)律性。對于通用典型的挖掘機可用以下方法確定參數(shù):1）類比法(或稱比擬法):即通過同類型機械的類比(比擬)得出參數(shù)值。2）經驗公式計算法(或稱查表法):即按概率統(tǒng)計歸納得到的經驗公式迸行概略的計算，得出參數(shù)值。3）按標準選定法:即按照國家頒布的液壓挖掘機型式與基本參數(shù)系列標準規(guī)定的數(shù)值范圍，結合擬采用的結構特點選定參數(shù)值。4）理論分析計算法:即按擬定的結構特點，在理論分析與試驗數(shù)據(jù)的基礎上進行分析計算，得出參數(shù)值。 行駛速度考慮到挖掘機在作業(yè)時工地行走的需要，一般將行駛速度設定為高低兩檔，這樣就可以根據(jù)行走路面的狀況及工作場地的大小選擇合適的行駛速度，這是為了減少挖掘機現(xiàn)場作業(yè)的移動時間、提高生產率。通過類比法（6T級小型挖掘機國內外同類機型性能規(guī)格對照表）、查表法、標準選定法的綜合考慮，以NACHI系統(tǒng)機構參數(shù)為依據(jù)來進行計算、選取，斜軸式變量柱塞馬達，馬達最大排量為qmax=最小排量為qmin=流量為Q=50L/min減速機傳動比為i=高速行駛時馬達轉速 （41）式中 ——馬達的容積效率，高速行駛時驅動輪轉速 （42）高速行駛速度 （43）式中 ——驅動輪直徑，由式422得到低速行駛時馬達轉速 （44）低速行駛時驅動輪轉速 （45）低速行駛速度 （46） 爬坡能力履帶行走裝置一個顯著特點就是爬坡能力大，一般為50%—80%。爬坡度α多取30176?；?5176。，即爬坡能力為58%或70%。初選爬坡能力為60%。初步確定爬坡能力后，可通過理論分析進行核算來選定。挖掘機爬坡時需要克服下列幾種阻力即：坡阻力，運行阻力，內阻力。挖掘機自重在斜坡方向的分力 （47）式中G——挖掘機自重(N)。α——坡度角。運行阻力 （48）履帶的內阻力 （49）它應不大于最大牽引力，于是可列出平衡式為 （410）解上式得α=44176。40′和α=30176。24′帶入原式知α=30176。24′（合適）；44176。40′（增根）當α=30176。24′時驗算是否會打滑附著力 （411）式中 Φ——履帶與地面的附著系數(shù)，取Φ=（查履帶與地面附著系數(shù)表）。附著力應小于最大牽引力，即Fv＜T，故挖掘機在Φ=，在爬α=30176。24′的坡角時不會打滑，可以實現(xiàn)。 原地轉彎能力首先計算原地轉彎阻力Wtr （412）式中：β——轉彎時履帶板側邊刮土的附加阻力系數(shù)，β=μ1——履帶與地面的摩擦系數(shù)，μ1=~A——軸距 B——軌距則 驗算原地轉彎能力，式中TMAX由式420得到所以能實現(xiàn)原地轉彎 接地比壓履帶式挖掘機的承載能力大小決定于機器運行時的通過性和工作時的穩(wěn)定性。若挖掘機的兩條履帶與土壤表面完全接觸，并且挖掘機中心近似地位于支持面中心，則挖掘機對土壤產生的壓力稱為土壤的平均比壓[10]： （413）或 （414）式中 p——履帶平均接地比壓(Pa)。m——挖掘機工作質量(kg)。g——重力加速度(m/s178。)。L——履帶接地長度(m)。b——履帶寬度(m)。h0——履帶高度(m)。平均接地比壓是履帶式液壓挖掘機的一個重要指標，可以用來與同類型號產品作比較，主要根據(jù)地面條件、挖掘機的附著性能、外形尺寸等進行合理選取。在設計挖掘機時，在結構允許的范圍內，盡量取小值。 最大牽引力液壓系統(tǒng)壓力 P=馬達機構效率 ηm1=95%馬達容積效率 ηv=98%行走機構機械效率 ηm2=85%馬達高速時輸出扭矩 （415）馬達低速時輸出扭矩 （416）行走機構高速時輸出扭矩 （417）行走機構低速時輸出扭矩 （418）高速時行走牽引力 （419）低速時行走牽引力 （420）。 主要外形尺寸的計算 履帶鏈軌節(jié)距與四輪一帶1）履帶鏈軌節(jié)距t液壓挖掘機已采用標準化履帶鏈軌節(jié)距t，如1012135和154103 m等多種。根據(jù)經驗，鏈軌節(jié)的斷裂拉力應是履帶最大牽引力的2~3倍，即履帶總牽引力應小于或等于鏈軌節(jié)的允許拉力[11]。因此可根據(jù)上面己經確定的最大牽引力和標準鏈軌節(jié)的允許拉力，就可以確定標準節(jié)距t，如表41所示。表4