小型液压挖掘机的设计毕业设计.docx
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小型液压挖掘机的设计毕业设计
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1绪论
1.1本课题背景意义及目的
液压挖掘机是在机械传动挖掘机的基础上发展起来的。
它的工作过程是以铲斗的切削土壤,铲斗装满后提升、回转至卸土位置,卸空后的铲斗再回到挖掘位置开始下一次的作业。
因此液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。
各类挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用,如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。
据统计,一般工程施工中约有60%的土石方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。
小型液压挖掘机是指一般总重量在6t以下的挖掘机,因其体积小,主要应用于城市、相对狭窄的地区,替人力劳动,其用途广泛,主要作业是挖掘、装载、整地,用于城市管道、道路、住宅建设、基础工程和园林作业等。
它不仅体积小,机动灵活,且可附装各种工作装置,属多功能建设机械。
采用小挖掘机可以大大减轻人力的劳动,缩短施工周期。
为节省劳动力、减轻繁重体力劳动,提高劳动生产率、加快建设速度,保证工程质量和降低成本,采用机械化施工是根本的措施。
它对尽早发挥建设投资效果,促进国名经济的高速度发展有很大的作用。
随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用,挖掘机市场有着广阔的发展空间,因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的,即此次对液压挖掘机的研究具有现实意义。
而对于还在学习当中的我来说,这个课题能让我更深入地巩固和学习液压、机械原理、机械设计、机械绘图等方面的知识。
之前,对于这些知识的学习好像只是为了应付考试,根本就没有真正掌握这些知识。
但作为一个机械专业的学生,掌握好液压、机械设计、机械绘图都是很有必要的。
因此,现在我刚好借这个课题,去深刻的学习这些知识并加以综合运用,为工作打好基础,做好准备。
1.2挖掘机的基本类型和液压挖掘机的主要特点
挖掘机的类型与构造形式繁多,可按挖掘工作原理与过程、用途、构造特性等进行划分。
按工作过程可分为周期作业和连续作业两类,即通常简称为单斗挖掘机和多斗挖掘机。
按照用途,单斗挖掘机分为:
建筑型、采矿型、和剥离型。
按照动力装置,挖掘机有电驱动、内燃机驱动和复合驱动等。
按照传动方式,挖掘机分为机械传动式、液压传动式和混合传动式。
而液压挖掘机则具有下列主要特点:
1 大大改善了挖掘机的技术性能,挖掘力大、牵引力大,传动平稳,作用效率高,结构紧凑。
挖掘机在工作是主要动作包括行走、转台回转和工作装置的作业动作,其中最频繁的是回转和工作装置的循环往复运动。
机械挖掘机结构复杂,完成这些动作要产生很大的惯性力和冲击载荷。
而液压挖掘机则不需要复杂的中间传动,大大的简化了结构。
2 液压挖掘机的液压系统有防止过载的能力,所以使用安全可靠,操纵简便。
3 液压元件易于实现标准化,系列化和通用化,便于组织大规模专业生产,进一步提高质量和降低成本。
1.3液压挖掘机的发展概况
挖掘机的最早主要用于河道,港口的疏浚工作。
第一台有确切记载的挖掘机械是1796年英国人发明的蒸汽“挖泥铲”。
而在陆地上使用的“动力铲”于1835年在美国诞生,主要用于修筑铁路的繁重工作,被认为是现代挖掘机得先驱,距今已有170多年的历史。
1950年,德国研制出世界上第一台全液压挖掘机。
由于科学技术的发展,各种新技术,新材料不断应用在挖掘机上。
使得液压挖掘机在作业效率、可靠性、完全性和操作舒适性以及节能、环保等方面有了长足的进步。
1.3.1国外液压挖掘机目前水平
工业发达国家的液压挖掘机生产较早,产品齐全,技术成熟。
美国、德国和日本是液压挖掘机的主要生产国,具有较高的市场占有率。
当前,国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。
国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料,加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。
1.3.2国内液压挖掘机发展概况及趋势
我国己经形成了挖掘机的系列化生产,近年来还开发了许多新产品,引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号。
由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越,世界上许多国家,特别是工业发达国家,都在大力发展单斗液压挖掘机。
目前,单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大,成本不断降低,向标准化、模块化发展,以提高零部件、配件的可靠性,从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制,实现机电一体化;提高机械作业性能,降低噪音,减少停机维修时间,提高适应能力,消除公害,纵观未来,液压挖掘机有以下的趋势:
(1)向大型化发展的同时向微型化发展。
(2)更为普遍地采用节能技术。
(3)不断提高可靠性和使用寿命。
(4)工作装置结构不断改进,工作范围不断扩大。
(5)由内燃机驱动向电力驱动发展。
(6)液压系统不断改进,液压元件不断更新。
(7)应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。
(8)增大铲斗容量,加大功率,提高生产效率。
(9)人机工程学在设计中的充分利用。
1.4本次设计内容概述
本次设计标准斗容0.25m3;最大挖掘力59KN;爬坡度:
27.8;最大牵引力:
48kN;最大行走速度:
5km,履带销套采用20Mn,履带板的材料采用40Mn2Si。
50Mn的剪切强度:
275Mpa
所以,,履带销的强度满足要求。
(3)校核轨链节的抗拉强度
对于钢制履带,履带板应验算其拉伸应力,危险截面是销孔的最窄处:
(3.1-8)
——取自《工程机械底盘构造与设计》P314
式中:
——履带销套半径,;
——履带销半径,;
——一块履带板一端的各销孔宽度之和,。
——需用拉伸应力,
所以σp==17.75MPa≤
所以,履带的抗拉强度满足要求。
3.2驱动轮的设计
发动机的动力通过驱动轮传给履带,因此,对驱动轮的要求应是与履带啮合正确,传动平稳,并且当履带因销套磨损而伸长后仍能很好的啮合,履带的驱动轮通常置于后部,这样履带的张紧段较短,减少磨损和功率损失。
驱动轮的谁主要包括齿形的设计,驱动轮尺寸的确定以及强度校核。
a)驱动轮的齿形设计
发动机的动力通过驱动轮传给履带,因此,对驱动轮的要求是与履带啮合正确,传动平稳,并且当履带因销套磨损而伸长后仍能很好啮合。
按齿面形状,驱动轮齿形可分为凸形,直线形和凹形齿形三种。
目前履带工程机械多采用后两种。
驱动轮用来驱动履带,轮齿工作时受履带销套反作用的弯曲压应力,并且轮齿与销套之间有磨料磨损。
因此驱动轮应选用淬透性好的钢材,通常用50Mn,45SiMn,中频淬火、低温回火,硬度应达到HRC55~58。
一般来讲,对驱动轮齿形的要求为:
1)使履带节销顺利地进入和退出啮合,减少接触面的冲击应力;
2)齿面接触应力应小,以减少磨损;
3)当履带节距因磨损而增大时,履带节销与驱动轮齿仍能保持工作,不至脱链。
本设计采用典型的“三圆弧一直线”型齿形。
其齿形如图(3.2-1)所示
图3.2-1单圆弧——直线齿形
b)驱动轮主要参数的确定
驱动轮轮齿的节距根据前述的相应的履带板的节距确定,。
绕在驱动轮上的履带板数目(即当量齿数)增加,使履带运动速度均匀性较好,铰链摩擦损失减少,但使驱动轮直径增大,引起底盘高度及重量增加。
根据四轮一带统图,参照《工程机械底盘构造与设计》P316表2-8-5所示,选择驱动轮齿数Z=23。
这里驱动轮的齿数一般为奇数,这是因为工程机械上的链条在驱动轮上是隔一个齿啮合的,这样自动清除泥土的效果好。
这种间齿啮合的的驱动轮的Z是实际齿数的Z的一半;所以这样实际齿数Z最好为奇数,这样每转动两圈,驱动轮的所有齿都啮合一次,使用寿命长。
所以名义齿数Z=11.5。
驱动轮节圆半径
(3.2-1)
——取自《工程机械底盘构造与设计》P316
驱动轮的节圆直径为
履带销套直径:
则驱动轮齿根圆直径为:
驱动轮齿顶圆直径:
(0.3~0.4)d
齿谷半径为:
谷齿距离为:
c)驱动轮的强度计算
驱动轮需要校核其弯曲强度和挤压强度。
1).弯曲强度计算
驱动轮的计算载荷与履带一样,取一侧所传递的最大驱动力,因地面附着条件所限制,取,并假定扭矩只有一个齿传递。
驱动轮轮齿抗弯强度为:
(3.2-2)
——取自《工程机械底盘构造与设计》P317
式中:
——齿高(假定力完全作用在齿顶),
——抗弯截面系数
,其中为驱动轮的宽度,取;
——许用弯曲应力。
所以:
==481MPa≤400~500MPa
所以,驱动轮的弯曲强度满足要求。
2).挤压应力计算
驱动轮轮齿齿面挤压强度:
(3.2-3)
——取自《工程机械设计》P141
式中——驱动轮轮齿宽度,;
——履带销外套直径,;
需用挤压应力,。
所以
σj=184=25.65MPa<
所以,驱动轮的挤压强度满足要求。
3.3支重轮拖链轮的设计
3.3.1支重轮的设计主要包括支重轮外形尺寸的确定及其强度校核。
a)支重轮外形尺寸的选择
挖掘机重量通过支重轮传给地面,工作时如地面不平它将经常受到冲击,所以支重轮所受载荷较大。
支重轮的工作条件也较恶劣,经常处于尘土中有时还浸泡于泥水之中,故要求密封可靠、轮圈耐磨。
支重轮轮体常用35Mn或者50Mn制造。
轮面淬火硬度应达到HRC48-57。
采用滑动轴承较多,并用浮动油封防尘。
过去支重轮的结构型式很多,标准化后规定挖掘机采用如图3.3-1所示的结核型式:
这是一种直轴式结构,铀的构造简单,工艺性好,虽然承受轴向力的能力较差,但适合于挖掘机的工况。
支重轮的轴1是不转动的,通过两端铀座8固定在履带架上。
支重轮轮体2分两段焊接而成,轮边有凸缘,起夹持履带的作用,使履带板行走时不会横向脱落。
支重轮内压装有轴套3,这种轴套是双金属式的,即是在08F的钢套内涂有0.8mm厚的锡青铜合金,既耐磨强度又高。
轴两端装有浮动油封。
浮动油封是一种结构较简单,密封效果较好的端面密封装置。
它由两个形状相同的金原油封环6和二个“O”形密封因7组成,每个油封环上各套一个“O”形密封圈。
不转动的油封环固定在铀座8的槽中,另一个油封环装在支重轮槽内,随着轮子转动。
当旋转件被压紧后,“O”形密封圈被压紧产生弹性变形,使两油封环端面始终贴紧,起到密封作用。
润滑油从支承轮中间的螺塞孔加入,不但润滑了轴与轴套的摩擦而,而且也润滑了浮封环的端面。
同时防止了水灰等污物的侵人。
图3.3—1支重轮
1—轮体2—轴3—螺塞4—垫圈5浮动油封环
6—浮动油封座7—O型胶圈8—销9-轴套
根据《工程机械底盘构造与设计》P318表2-8-7工程机械统一图纸支重轮规格尺寸最终确定支重轮联系尺寸如表3.3-1:
表3.3-1支重轮尺寸
安装尺寸
外形尺寸
配合尺寸
特性尺寸
A
B
C
E
L
K
D
d1
d2
F
D1
300
240
120
32
335
210
188
55
65
180
155
确定支重轮个数:
轴间距
(3.3-1)
——取自《工程机械底盘设计》P231
取=290mm。
最后端的支重轮与驱动轮轮轴之间的距离
(3.3-2)
——取自《工程机械底盘设计》P263
取。
因为履带的支撑面宽度L0=2500综合考虑以上因素,取支重轮的数量为6个。
b)支重轮的强度计算
为了减少支重轮的磨损,轮缘对履带的接触应力应按下式计算:
(3.3-3)
——参看《工程机械底盘构造与设计》P318
式中——支重轮轮缘宽度,;
——支重轮半径,;
——支重轮个数,n=12;
=43.4=1.81MPa<
所以,支重轮与链轨节间的接触应力满足要求。
c)支重轮轴的校核
支重轮的最大径向载荷使挖掘机跨越障碍时的工况,此时每侧的一个支重轮承受整机总重量,即一支重轮上的最大径向载荷为整机重量的一半,支重轮轴按此时计算弯曲强度。
(轴的直径为)
支重轮轴的内力分析图如图3.3-2所示:
图3.3-2支重轮的受力和应力图
(3.3-4)
——取自《材料力学》上册P174.
式中:
——支重轮轴最大弯矩;
——抗弯截面系数。
;
——需用弯曲强度,支重轮轴采用40Cr钢,。
即支重轮轴满足强度要。
3.3.2托链轮的设计
托轮用来承托上部履带,防止其过度下垂,减少上方履带的跳动和下垂量,并防止履带从侧向滑脱。
拖链轮的结构与支重轮类似,如图3.3.2-1所示,但其所受载荷要比支重轮小得多,工作时少受泥水侵蚀,因此尺寸可较小。
轴距在2m以下的普通履带挖掘机可以采用一个拖链轮,轴距在两米以上的则克采用两个拖链轮。
托轮轴固定在履带架上,轮体内压装有耐磨轴套,并耐磨轴套套装在轴上,可自由转动。
托轮的外侧端盖用螺栓安装在轮体上,轴的一端装有浮动油封。
。
其结构如图3.3.2-1所示。
3.3.2-1拖链轮示意图
本设计所选用的托轮的尺寸如表3.3.2-1所示:
表3.3.2-1托轮的结构尺寸mm
安装尺寸
外形尺寸
配合尺寸
特性尺寸
浮封表号
浮封胶圈表号
轴承型号
A
B
D
C
7010AC
96
50
290
150
50
80
82
120
3.4导向轮和张紧装置的设计
3.4.1导向轮的设计
a)导向轮的参数设定
导向轮用于引导履带正确绕转,可以防止跑轨和越轨。
大部分液压挖掘机的导间轮同时起到支重轮的作用,这样可增加履带对地面的接触面积,减小比压。
导向轮的轮面大多制成光面,中间有挡肩环作为导向用(如图3.4-1),两侧的环面则能支撑轨链起支重轮沟作用。
导向轮的中间挡肩环应有足够的高度,两侧边的斜度要小。
导向轮与最靠近的支重轮距离愈小则导向性能愈好。
图3.4-1导向轮
根据前述相关尺寸,本设计所选导向轮联系尺寸如表3.4-1所示:
表3.4-1导向轮的联系尺寸mm
安装尺寸
外形尺寸
配合尺寸
特性尺寸
A
B
D
E
F
335
300
590
160
55
65
550
82
b)导向轮轴的强度计算
导向轮的材料一般是40或45铸钢,轮缘通常不加工,表面淬火硬度HRC45以上。
导向轮轴常用40、40Cr钢制造,调质处理硬度HB285~321,轴通常不转动,采用滑动轴承。
导向轮的材料轴按整机倒档行使条件计算弯曲应力。
整机发出的为地面附着条件所允许的驱动力(按履带计算工况),可近似地认为导向轮上、下两处履带平行,则导向轮轴的计算载荷为:
。
;
;
需用弯曲强度,。
所以:
由上可知,导向轮轴的弯曲应力满足强度要求。
3.4.2张紧装置的设计
张紧装置的功用主要是保证适当的履带张紧力,当导向轮受到前方的冲击载荷时,缓冲弹簧回缩以吸收振动,防止履带和驱动轮损坏。
目前在液压挖掘机中广泛采用液压张紧装置,这种带有辅助液压缸的弹簧张紧装置(图3.4.2-1)借助润滑用的黄油枪将黄油压注入液压缸,使活塞外伸,一端移动导向轮,另一端压缩弹簧使之预紧。
但预紧后的弹簧尚需留有适当的行程起缓冲作用。
如果履d带太紧需放松时,可拧开注油嘴,从液压缸中放出适量的黄油。
图3.4.2-1张紧装置
图(3.4.2-1)为液压张紧装置的示意图,图a为液压缸活塞直接顶弹簧的型式,这种结构虽简单但外形尺寸较长;图b为液压缸活塞置于弹簧中间的型式,这种结构的优点是缩短了外形尺寸,但零件稍多。
(1)缓冲弹簧的选择
缓冲弹簧必须有一定的预压缩量,使履带中产生预紧张力,其作用是:
前进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合,倒退时能保证产生足够的牵引力而仍保持履带销和驱动轮齿的正常啮合。
预紧张力亦不能太大,当履带和各轮之间卡入坚硬石块时或当前方受到较大的冲击力时,缓冲弹簧应能进一步压缩,以保护行走系各零件不致损坏。
弹簧参数计算如下:
缓冲弹簧预紧力:
×58.8=(35.28~47.04)(3.4.2-1)
——取自《工程机械底盘构造与设计》P320
取40KN。
缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力:
40=(60~80)KN
缓冲弹簧工作行程需考虑履带和驱动轮卡入石块时能脱离啮合,即工作行程为:
(3.4.2-2)
——取自《工程机械底盘构造与设计》P320
式中:
驱动轮齿顶圆直径,;
驱动轮齿根圆直径,。
所以:
(2)圆柱螺旋压缩弹簧的设计
前置滑动式张紧装置缓冲弹簧系数的确定,根据《工程机械底盘构造与设计》P321可知:
旋绕比在4左右。
由《机械设计》P386表16-6常用旋绕比C值,在此取,根据《机械设计手册》第三卷弹簧常用材料选取热轧钢,牌号为。
其参数如下:
切变模量:
弹性模量:
推荐硬度范围:
推荐温度范围:
曲度系数:
(5-16)
——取自《机械设计》P386
初步设定缓冲弹簧的中径,根据值估取弹簧丝直径=40,根据《机械设计手册》第三卷查得弹簧的许用切应力为。
根据《机械设计》P386
(3-17)
——取自《机械设计》P386
式中:
——缓冲弹簧工作行程终了时的最大压缩力;
——曲度系数;
——旋绕比;
——许用切应力;
根据上值可取弹簧钢丝标准直径,此时,,为标准值。
根据《机械设计》P383表16-5,弹簧的实际工作条件和类比同类产品的相关参数可取弹簧圈数。
根据《机械设计》普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列表16-5及普通圆柱螺旋压缩弹簧的结构尺寸计算公式表16-4得弹簧系数:
弹簧工作圈数:
弹簧中径:
弹簧内径:
弹簧外径:
弹簧节距:
弹簧自由度:
取标准规格自由度。
——以上公式均来自《机械设计》P382
由于缓冲弹簧是两端固定,故弹簧的许用长细比为
弹簧实际长细比b=
显然弹簧的稳定性满足要求。
3.5“四轮一带”安装尺寸
驱动轮一般置于机械后方,因为机器前进的时间多,而且牵引力大,这样履带驱动段的长度小,可以减小功率损失。
为了提高履带行走装置的越过障碍的能力,行走装置应有合适的接近角1,和离去角2。
图3.5-1四轮一带安装示意图
在导向轮与驱动轮的中心距离一定的情况下,当1、2太大时,会减少接地长度,造成接地面积减少,接地比压提高;而且支重轮处履带折弯角度增大,会影响传动效率。
通常认为当1、2小于5°时履带的接地长度可以从两端的张紧轮、导向轮的中心算起。
实际设计中1一般取2°~5°,由于挖掘机前面的障碍可以用推土板铲除,所以2一般取1°~3°。
支重轮在导向轮和驱动轮间的布置应有利于增大履带接地长度,因此,最前一个支重轮应尽量靠近导向轮,最后一个支重轮应尽量靠近驱动轮。
为了不和它们的运动发生干涉,支重轮的位置应保证当导向轮在缓冲弹簧达到最大变形时相互不发生干涉,后支重轮的轮缘外径与驱动轮齿顶圆之间应保留一定的间隙。
各支重轮的间距一般为均匀分布。
托链轮主要用来限制上方区段履带的下垂量。
托链轮的位置应有利于履带脱离驱动轮的啮合,并平稳而顺利地滑过上方区段,保持履带正常的张紧状态。
为此,托链轮应该将履带略微向上托一点,但不宜过高,否则也会使履带的折弯角增大,增加能量消耗。
布置如图3.5-1所示通常
Ls=0.4L=0.4×2500=1000
SS=0.3L=0.3×2500=750
Sr=(2.5—3)t=432~519
LK=(1.65~1.8)t=285~311取290
4液压挖掘机行走能力的设计计算与校核
4.1履带式行走装置牵引力计算
挖掘机的履带式行走装置运行时所发出的牵引力必需能克服下列阻力:
履带的内阻力;土壤变形等的运行阻力;坡度阻力和转弯阻力等。
牵引平衡方程为:
(4.1—1)
式中—为驱动轮的扭矩
—驱动轮的半径
—履带的牵引力
—运行时各阻力之和
——《单斗液压挖掘机》P200
1.土壤的变形阻力
土壤对履带行走装置在运行时的阻力是由于履带使土壤挤压变形而引起的。
土壤受到的比压与受压表面的下陷深度有下面的关系
P=P0h(KPa)(4.1-2)
式中P—为土壤的比压(KPa)
(4.2-1)
式中
G—挖掘机自重(N);
—坡度角。
运行阻力
=0.12Gcos(4.2-2)
履带的内阻力
=0.06G(4.2-3)
则最大牵引力T应不小于这些阻力之和,即
T≥++(4.2-4)
此外还应满足挖掘机在爬坡时不打滑的条件,即:
Gcos≥T(4.2-5)
Gsin+0.12Gcos+0.06G=G
则sin+0.12Gcos+0.06=0.8163
cos=
求解得到=55.2°和=42.03°
代入原式求解得到=42.03°是正确的解,=55.2°是增根,校核地面附着力与牵引力的关系。
附着力为Gcos=0.7×6000×9.8×cos42.03°=30573.416
式中——地面附着系数,取0.7
附着力小于最大牵引力( 因此,应使克服运行阻力的牵引力与地面附着力相等,求此时的坡角 Gsin+0.12Gcos+0.06G=Gcos 所以sin=(—0.12)cos—0.06 解上式得cos=0.89cos=-0.84(增根) cos=0.89=27.1°>25°符合设计要求。 =27.1°为挖掘机能实现的最大爬坡角。 4.3原地转弯能力的校核 原地转弯的行走阻力可用下式计算: W=(0.7—0.80)μG+0.06G =0.75×0.55×6000×9.8+0.06×6000×9.8 =27783N(4.3-1) 式中——转弯阻力系数,取=0.55 挖掘机的牵引力T>W故在一般路面能实现原地转弯,满足设计要求。 4.4接地比压验算 履带式挖掘机的承载能力大小取决于机器运行时的通过性和工作时的稳定性。 若挖掘机的两条履带与土壤表面完全接触,并且挖掘机重心近似地位于支承面中心,则有: P=或P=(4.4-1) 式中P一履带平均接地比压(Pa); m—挖掘机工作质量(kg); g一重力加速度(ms2); L一履带接地长度(m); b一履带宽度(m); 一履带高度(m)。 则P==29400 最大接地比压Pmax决定了液压挖掘机能否在松软地上行走, 挖掘机的合力G将按作用的位置分配在两条履带上。 设一条履带上所受的载荷重为P(图4.4-1)偏心距为e,则履带两端的最大最小比压为 =()(4.4-2) 以下为推倒过程: 参照网络资料 图4.4-1应力分析图 P=Pmin+(Pmax-Pmin) 由于y=0。 则[Pmin+(Pmax-Pmin)]dx=G (1) 由O(F)=0。 则X[Pmin+(Pmax-Pmin)]dx=G(+e) (2) 则由 (1)得到Pmax-Pmin= 由 (2)得到3Pmax+Pmin=(1+) 则得到: =() 如果偏心距e=0,比压呈矩形分布;如果e=,则比压呈三角形分布,此时履带两端的比压值为: 最小比压=0 最大比压==0.059MPa<0.06MPa(4.4-3) 符合设计要求。 4.5行走减速机和液压马达的选取 根据、T和驱动轮节圆直径Dq,可
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