小型液压挖掘机工作装置的结构设计-轮式 轮胎式【三维PROE】【含CAD图纸+PDF图】

喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，【有疑问咨询QQ:1064457796 或 1304139763】=喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，【有疑问咨询QQ:1064457796 或 1304139763】= 摘 要本次设计的题目是小型液压挖掘机挖掘机构。液压挖掘机的主要特点为：能无级调速且调速范围大，能得到较低的稳定转速，快速作用时，液压元件产生的运动惯性小，加速性能好，并可作高速反转，传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操纵省力，易实现自动化控制，易于实现标准化、系列化、通用化。本次设计的主要参数是斗容量0.11m3,它属于小型液压挖掘机，主要设计挖掘机的工作装置。在设计中，采用了履带式行走装置，来满足要求。上部转台是全回转式，因此它可在一个更大的范围内工作。又因采用液压传动控制而使整机性能得以改善。与机械式挖掘机相比，其挖掘力提高到23倍，整机质量约为5吨，挖掘力约为20kN，最大卸载高度约为2.65m，最大挖掘深度4.2m，最大挖掘半径约为5.728m，从中可以看出整机作业能力有了很大的改进，不仅挖掘力大，且机器重量轻，传动平稳，作业效率高，结构紧凑。关键词：液压挖掘机 ；挖掘机构 ；液压系统 ；创新设计ABSTRACTThe design of the title small hydraulic excavators institutions.Hydraulic excavator main features: variable speed and speed range, lower steady speed, fast-acting, hydraulic components inertia, acceleration performance, and high-speed reverse,smooth transmission, simple structure, can absorb shock and vibration, effort operation, easy to achieve automatic control, easy to implement standardization, serialization, universal.The main parameters of the design is a bucket capacity 0.11m3, it belongs to the small hydraulic excavators, excavator working device design.In the design, the use of a crawler traveling device to meet the requirements.The upper turntable is the entire rotation, so it can work in a larger range.Because of hydraulic transmission control the entire machine performance can be improved.Compared with the mechanical excavator digging force up to 2 to 3 times, the whole mass of about 5 tons, digging force of about 20kN, maximum unloading height approximately 2.65m, maximum digging depth of 4.2m, maximum digging radius of aboutis 5.728m, where you can see that the whole operational capability has been greatly improved, not only digging force, and light weight machine, smooth transmission, high efficiency, compact structure.Key word：Hydraulic pressure excavator；Excavation organization；Hydraulic system；Innovation design目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1液压挖掘机的工作特点和基本类型21.2液压挖掘机的发展概况41.3本文设计内容6第2章 挖掘机的工作装置设计72.1确定动杆、斗杆、铲斗的结构形式72.2确定动杆、斗杆、铲斗油缸的绞点布置82.3挖掘装置总体方案的选择12第3章 挖掘机液压系统设计223.1确定液压系统类型223.2液压系统计算和液压元件的选择22第4章 工作装置的强度校核计算304.1斗杆的计算304.2 动臂的计算39总 结42致 谢43参考文献44I第一章 绪论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刃切削土壤，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并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。液压挖掘机与机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、交通运输、水利施工、露天采矿及现代化军事工程中都有着广泛的应用，是各种土石方施工中不可缺少的一种重要机械设备。在建筑工程中，可用来挖掘苦坑、排水沟，拆除旧有建筑物，平整场地等。更换工作装置后，可进行装卸、安装、打桩和拔除树根等作业。在水利施工中，可用来开挖水库、运河、水电站堤坝的基坑、排水或灌溉的沟渠，疏浚和挖深原有河道等。在铁路、公路建设中，用来挖掘土方、建筑路基、平整地面和开挖路旁排水沟等。在石油、电力、通信业的基础建设及市政建设中，用来挖掘电缆沟和管道等。在露天采矿场上，可用来剥离矿石或煤，也可用来进行堆弃、装载和钻孔等作业。在军事工程中，或用来筑路、挖壕沟和掩体、建造各种军事建筑物。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。据建筑施工部门统计，一台斗容量1.0m3的液压挖掘机挖掘IIV级土壤埋，每班生产率大约相当于300400个工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。1.1液压挖掘机的工作特点和基本类型1.1.1液压挖掘机的主要优点液压挖掘机在动力装置之间采用容积式液压静压传动，即靠液体的压力能进行工作。液压传动与机械传动相比有许多优点。能无级调速且调速范围大，例如液压马达的最高转速与最低转速之比可达10001。能得到较低的稳定转速，例如柱塞式液压马达的稳定转速可低达1r/min.快速作用时，液压元件产生的运动惯性小，加速性能好，并可作调整反转。例如电动机在启动时的惯性力矩比其平稳盍时的驱动力矩大50%，而液压马达则不大于5%，加速中等功率电动机需1s到数秒，而加速液压马达只需0.1s。传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操纵省力，易实现自动化控制。易于实现标准化、系列化、通用化。基于液压传动的上述优点，液压挖掘机与机械传动挖掘机相比，具有下列主要特点。大大改善了挖掘机的技术性能，挖掘力大、牵引力大，机器重量，传动平稳，作用效率高，结构紧凑。液压挖掘机与同级机械传动挖掘机相比，挖掘力约高30%，例如1.0m液压挖掘机铲斗挖掘力120150KN，而同级机械传动挖掘机只有100KN左右。挖掘机在工作时的主要动作包括行走、转台回转和工作装置的作业动作，其中动作最频繁的是回转和工作装置的循环往复运动。这种入选运动一般速度不高，而所需作用力却很大，要求在短时间内通过变速或换向来完成各种复杂动作。机械传动挖掘机完成上述运动需通过磨擦离合器、减速器、制动器、逆转机构、提升和推压机构等配合来完成。因此，机械传动挖掘力不仅结构复杂，而且还要产生很大的惯性力和冲击载荷。而液压挖掘机则不需要庞大和复杂的蹭传动，大大简化了结构，也减少了易损件。由于结构简化，液压挖掘机的质量大约比相同斗容量的机械传动挖掘机轻30%，不仅节省了钢材，而且降低了接地比压。液压挖掘机上的各种液压元件可相对独立布置，使整机结构紧凑、外形美观，同时也易于改进或变型。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。由于可采用液压先导控制，无论驱动功率多大，操纵均很灵活、省力，司机的工作条件得到改善。更换工作装置时，由于不牵连转台上部的其他机构，因此更换工作装置容易，而机械式挖掘机则受到提升机构和推压机构的牵连和限制。由于液压传动易于实现自动控制，因此现代液压挖掘机普遍采用了以微处理器国核心的电子控制单元（ECU），使发动机、液压泵、控制阀和执行元件在最佳匹配状态下工作，以实现节能和提高作业效率，同时还可实现整机状态参数的电子监控和故障诊断。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化生产，进一步提高质量和降低成本。1.1.2液压挖掘机的基本类型及主要特点液压挖掘机种类繁多，可以从不同角度对其类型进行划分。1. 根据液压挖掘机种类主要机构传动类型划分。根据液压挖掘机主要机构是否全部采用液压传动，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动两种。若挖掘、回转、行走等几个主要机构的动作均为液压传动，则为全液压挖掘机。若液压挖掘机中的某一个机构采用机械传动，则称其为非全液压（或半液压）挖掘机。一般说来，这种区别主要表现在行走机构上。对液压挖掘机来说，工作装置及回转机构必须是液压传动，只有行走机构有的为液压传动，有的为机械传动。2. 根据行走机构的类型划分根据行走机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式及拖式。履带式液压挖掘机应用最广，在任何路面行走均有良好的通过性，对土壤有足够的附着力，接地比压小，作业时不需设支腿，适用范围较大。在土质松软或沼泽地带作业的液压挖掘机，还可通过加宽履带来降低接地比压。为防止对路面的碾压破坏、有些液压挖掘机还采用了橡胶履带。通用通常，履带行走的液压挖掘机多为全液压传动。轮胎式液压挖掘机具有行走速度快，机动性好，可在多种路面通行的特点。近年来，轮胎式挖掘机的生产量日渐增长。悬挂式液压挖掘机是将工作装置安装在轮胎式或履带式拖拉机上，可以达到一机多用的目的。这种挖掘机拆装方便，成本低廉。汽车式液压挖掘机一般采用标准的汽车底盘，速度快，机动性好。拖式液压挖掘机没有行走传动机构，行走时由拖拉机牵引，3. 根据工作装置划分根据工作装置结构不同，可分为铰接式和伸缩臂式挖掘机。铰接式工作装置应用较为普遍。这种挖掘机的工作装置靠各构件绕铰点转动来完成作业动作。伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂及伸缩臂组成，伸缩臂可在主臂臂内伸缩，还可以变幅。伸缩臂前端装有铲斗，适于进行平整和清理作业，尤其是修整沟坡。1.2液压挖掘机的发展概况挖掘机械的最早雏形，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”。而能够模拟人的掘土工作，在陆地上使用的蒸汽机驱动的“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的先驱，距今已有170多年历史。1950年，德国研制出世界上第一台全液压挖掘机。由于科学技术的飞速发展，各种新技术、新材料不断在挖掘机上得到应用，尤其是电子技术和信息技术的应用使得液压挖掘机在作业效率、可靠性、安全性和操作舒适性以节能、环保等方面有了长足的进步。目前液压挖掘机已经在全世界范围内得到广泛应用，成为土石方施工不可缺少的重要机械设备。1.2.1国外液压挖掘机目前水平及发展趋势工业发达国家的液压挖掘机生产较早，产品线齐全，技术成熟。美国、德国和日本是液压挖掘机的主要生产国，具有较高市场占有率。2220世纪后期开始，国际上液压挖掘机的生产从产品规格上看，在稳定和完善主力机型的基础上向大型化、微型化方向发展；从产品性能上看，向高效节能化、自动化、信息化、智能化的方向发展。1.2.2国内液压挖掘机的发展概况我国从1967年开始研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WY100、贵阳矿山机器厂的W460、合肥矿山机器厂的WY60等。到20世纪70年代末80年代初，长江挖掘机厂和杭州重型机械研制成功了WY160和WY250等液压挖掘机产品。从1994年开始，美国的卡特彼勒公司、日本的神户制钢所、日本的小松制作所、日本的日立建机株式会社、韩国大宇重工、韩国现代重工业以及德国利勃海尔、德国雪孚、德国阿特拉斯、瑞典沃尔沃等公司先后在中国建立了中外合资、外商独资挖掘机生产企业，生产具有世界先进水平的多种型号和规格的液压挖掘机产品。近年来我国经济增长迅速，液压挖掘机市场需求不断扩大，形成了巨大的挖掘机市场窨，但该行业主要由合资企业和外资企业所垄断。国内一些工程机械待业的上市股分公司合资的方式介入了挖掘机产业，同时国内还有众多的企业也在生产液压挖掘机，但在生产规模、品种、质量等方面与国外大公司相比还有一定差距。为了发展民族挖掘机产业，必须瞄准国际先进水平，围绕国内外两个市场，在充分利用国际化配套的国外先进技术的基础上，增强自主创新意识，掌握核心设计制造技术，发挥性价比优势，提高产品竞争力，把我国液压挖掘机产品做大做强。1.3本次设计内容本次设计斗容量为0.11m3，全液压履带式挖掘机，由于履带式液压挖掘机因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比压。第二章 挖掘机的工作装置设计2.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式2.1.1确定动臂的结构形式动臂是工作装置中的主要构件，斗杆的结构形式往往决定于动臂的结构形式。反铲动臂分为整体式和组合式两类。直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机，如图2-1所示。图2-1 直动臂结构简图采用整体式弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，它是专用反铲装置的常见形式。整体式弯动臂在弯曲处的结构形状和强度值得注意，有时采用三节变动臂有利于降低弯曲处的应力集中。整体式变动臂结构简单、价廉，风度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是替换工作装置少，通用性较差。为了扩大机械通用性，提高其利用率。往往需要配备几套完全不通用的工作装置。一般说，长期用于作业相似的反铲采用整体式动臂结构比较合适。组合式动臂一般都为弯臂形式。其组合方式有两类，一类用辅助连杆（或液压缸）连接，另一类用螺栓连接。组合式动臂与整体式动臂相比各有优缺点，它们分别适用于不同的作业条件。组合式动臂的主要优点是：1工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整。当采用螺栓或连杆连接时调整时间只需十几分钟，采用液压缸连接时可以进行无级调节。2较合理地满足各种类型作业装置的参数和结构要求，从而较简单地解决主要构件的统一化问题。因此其替换工作装置较多，替换也方便。一般情况下，下动臂可以适应各种作业装置要求，不需拆换。3装车运输比较方便。由于上述优点，组合式动臂结构虽比整体式动臂复杂，但得到了较广泛的应用。尤以中小型通用液压挖掘机作业条件多时采用组合式动臂较为合适。本次设计作业条件比较单一，所以选用整体式弯动臂。2.1.2确定斗杆的结构形式斗杆也有整体式和合式两种，大多数挖掘机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度或杠杆时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设置24个可供调节时选择的与动臂端部铰接的孔。有些反铲采用组合式斗杆。2.2确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置2.2.1动臂油缸的布置动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接，常见的有两种具体布置方式。油缸前倾布置方案，如图22所示，动臂油缸与动臂铰接于E点。当动臂油缸全伸出，将动臂举升至上极限位置，动臂油缸轴线向转台前方倾斜。油缸后倾布置方案，如图23所示，当动臂油缸全伸出，将动臂举升到上极限位置时，动臂油缸轴线向后方倾斜。当两方案的动臂油缸安装尺寸DE、铲斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半径R相等时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即。此外，在后倾方案中，动臂EF部分往往比前倾方案的长，因此动臂所受弯矩也比较大。以上为动臂油缸后倾方案的缺点。然而，后倾方案动臂下铰点C与动臂油缸下铰点D的距离CD双前倾方案的大，则动臂在上下两极位置时，动臂油缸的作用力臂Cp也较大。因此，在动臂油缸作用国相同时，后倾方案得到较大的动臂作用力矩，这量其优点。图2-2 动臂油缸前倾布置图2-3 动臂油缸后倾布置显然，不论是动臂油缸前倾还是后倾方案，当C、D两铰点位置和CE长度均不变时，通过加大动臂油缸长度可以增大动臂仰角，从而增大最大挖掘高度，但会影响到最大挖掘测试。所以，在布置油缸时，应综合考虑动臂的结构、工作装置的作业尺寸及动臂举升力的挖掘力等因素。本设计选用动臂油缸前倾布置方案。2.2.2斗杆油缸的布置确定斗杆油缸铰点、行程及斗杆力臂比时应该考虑下列因素。保证斗杆油缸产生足够的斗齿挖掘力。即油缸从最短长度开始推伸时和油缸最大伸出时产生的斗齿挖掘力应该大于正常挖掘阻力。油缸全伸时的偷税漏税力矩应该足以支承满载铲斗和斗杆静止不动。油缸力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘范围可以取得越小一些。保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围一般取100130。在斗杆油缸和转斗油缸同时伸出最长时，铲斗前壁和动臂之间的距离应大于10cm。一般来说，斗杆越长，则其摆角范围可以取得越小一些。铰点位置的确定需要反复进行。在计算中初定铰点位置，如不够合理，应进行适当修改。2.2.3铲斗油缸的布置确定铲斗油缸铰点应考虑以下因素。保证转斗挖掘时产生足够大的斗齿挖掘力，即在铲斗油缸全行程中产生的斗齿挖掘力应大于正常工作情况下的挖掘阻力。当铲斗油缸作用力臂最大时，所产生的最大斗齿挖掘应能使满载铲斗静止不动保证铲斗的摆角范围。铲斗的摆角范围一般取140160，在特殊作业时可以大于180，摆角位置可以按图3-7布置。当铲斗油缸全缩时，铲斗与斗杆轴线夹角（在轴线上方）应大于10,常取1525，铲斗油缸全伸、铲斗满载回转时，应使土壤不从斗中撒落。铲斗从位置到位置时（图26），铲斗油缸作用力臂最大，这里能得到斗齿最大切削角度的1/2左右，即当铲斗挖掘深度最大时，正好斗齿挖掘图2-4 铲斗摆角范围力也最大。实际上铲斗的切削转角是可变的。在许多情况下，特别是进行复合动作挖掘时，铲斗的切削转角一般都小于100，而且铲斗也不一定都在初始位置I开始挖掘。因此，目前一般取位置I至位置II的转角为3050，在这个角度范围内可以照顾到铲斗在挖掘过程中能较好地适应挖掘阻力的变化，又可以使铲斗在开始挖掘时就有一定的挖掘力。2.3挖掘装置总体方案的选择挖掘方案选择的主要依据是设计任务书规定的使用要求，据以决定工作装置是通用或是专用的。以挖掘为主的通用装置应保证挖掘使用要求，并照顾到其它装置的性能。专用装置应根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件下性能。挖掘装置总体方案的选择包括以下方面：1.动臂及动臂液压缸的布置确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状。确定动臂液压缸的布置为悬挂式或是下置式。前面已确定采用整体式动臂，动臂液压缸的布置为下置式。2.斗杆及斗杆液压缸的布置确定用整体式或组合式斗杆，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。前面已确定采用整体式杆。3.确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数=。对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大内选择。一般当2时，（有反铲取3）称为长动臂短斗杆方案，当1.5叶属于短动臂长斗杆方案。在1.52之间称为中间比例方案。要求适用性较强而又无配套替换构件或可调结构的反铲常取中间比例方案。相反，当用配套替换构件或可调连接适应不同作业条件时，不同的配置或铰点连接情况可组成各种比例方案。在使用条件单一，作业对象明确的条件下采用整体式动臂和斗杆固定铰接，值由作业条件确定。从作业范围看，在挖高、挖深与挖掘半径均相同的条件下，愈大作业范围愈窄，从挖掘方式看大宜用于斗杆挖掘为主，因其刚度较易保证。而值小宜用于以转斗挖掘为主。本设计采用中间比例方案，取1.8。4确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。5根据液压缸系统压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要求等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全缩长度之比。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素一般取1.61.7，个别情况下因动臂摆角和铰点布置要求可以取1.75，而取1.61.7，1.61.7。2.3.4 动臂机构参数的选择由于铲斗容量0.11m3，根据国内外液压挖掘机有关设计标准，通过类比法，选出参数机重5吨。又根据经验公式计算法，参考表1-3机体尺寸和工作尺寸经验系数表，线尺寸参数:=m 得出:最大挖掘半径=3.35=5.728m； 最大挖掘深度=2.05=3.505m； 最大卸载高度1.55=2.65m；据统计，最大挖掘半径值一般与+ + 的和值很接近。因此由要求，已定的和可按下列经验公式初选、：式（3-2） =K其中：=5.728m；1.8；经计算得出：=1.759m； = =1.81.759=3.166m在三角形CZF中，、和都可以根据经验初选出： 其中：动臂的弯角，采用弯角能增加挖掘深度，但降低了卸载高度，但太小对结构的强度不利，一般取120140，取140；前面已算出为3.166m；动臂转折处的长度比，一般根据结构和液压缸铰点B的位置来考虑，初步设计取1.11.3，取1.2；因此根据公式：可以算出、图2-5 动臂实际尺寸llK l式（3-3）=ZCFarccos()经计算得出：ZC= =1.529m； ZF= =1.834m； =17.9如图25所示。动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比K4按不同情况选取，专用反铲可取0.8；以反铲为主的通用机，0.81.1；斗容量1m3左右的通用机，则可取1。本设计中取1。的取值对特性参数、最大挖掘深度和最大挖高有影响。加大会使减小或使增大，这下符合反铲作业要求，因此基本用作反铲的小型机取60。本设计中取70。斗杆液压缸全缩时=最大（图26），常选（）=160180. 本设计中取（）170。取决于液压缸布置形式，动臂液压缸结构中这一夹角较图2-6 最大卸载高度时动臂机构计算简图小，可能为零。动臂单液压缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼加耳座上，B在Z的下面。初定BCZ5，根据已知CZF22.1 ，解得BCF17.1。 由图2-6得最大卸载高度的表达式为式（3-4）由图2-7得最大挖掘深度绝对值的表达式为 式（3-5）将这两式相加，消去，并令，+-，得到：- -A) +-1=0 式（3-6）又特性参数：式（3-7）图2-7 最大挖掘深度时动臂机构计算简图因此=) 式（3-8） 将上式代入式（3-6）则得到一元函数f()=0。式中和已根据经验公式计算法求出，经计算得出：29.6；73.5最后由式（3-5）求为式（3-9）0.638m（其中：=3.166m；1.759m；97.1；由于履带总高0.320.547，近似取=0.65m）然后，解下面的联立方程，可求和：=arcos()=arc() =arcos()=arc() 式（3-10）于是：= =x 式（3-11） =经计算得出：1.63；0.67；=0.952m；1.52m；=1.61m得到的结果符合下列几何条件：+=2.36；|- =0.9612.3.5斗杆机构参数的选择第一步计算斗杆挖掘阻力：斗杆挖掘过程中，切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中视为常数，一般取斗杆在挖掘过程中总转角=5080,取65，在这转角过程中，铲斗被装满，这时半齿的实际行程为：其中：斗杆挖掘时的切削半径，；取1.7590.8032.562m斗杆挖掘时的切土厚度可按下式计算：斗杆挖掘阻力为： 式(312)式中挖掘比阻力，由表010查得，20（III级土壤以下）土壤松散系数近似值取1.25。斗杆与铲斗和之间，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到150180，0.866计算得：1.137m把、代入式3-12得2.48KN第二步确定斗杆液压缸的最大作用力臂。m 其中：根据经验公式计算法得出13.96KN斗杆液压缸初始力臂与最大力臂之比是斗杆摆角的余弦函数。设,则由图27，取，求得1.203m （其中斗杆摆角范围大致在105125，取105） = =1.588m2.3.5连杆、摇臂参数的选择从几何可容性与结构布置的角度对铲斗机构的要求考虑，必须保证铲斗六连杆机构在全行程中任一瞬间时都不会被破坏，即保证、及四边形在任何瞬间皆成立。根据铲斗六连杆机构的要求，借助电子计算机选出可行的方案：0.27m；0.156m；0.195m；0.312m；0.3m第三章 挖掘机液压系统设计3.1确定液压系统类型挖掘机的液压系统类型很多，习惯上是按主油泵的数量、功率调节方式和回路的数量来分类。一般有六种基本形式：单泵或双泵单回路定量系统；双泵双路定量系统；多泵多路定量系统；双泵双路分功率调节变量系统；双泵双路全功率调节变量系统；多泵多路定量、变量混合系统。另外，按液流循环方式的不同，还可分为开式与闭式两种系统。根据参考定型产品，选择双泵单回路定量系统可以满足工况要求3.2液压系统的计算和液压元件的选择3.2.1系统主参数的确定系统工作压力，流量，以及两者的乘积，即系统液压功率是液压系统的主参数。在系统设计中，往往是先选定工作压力，然后根据各执行元件的运动速度，来确定流量。系统工作压力要根据技术要求、经济效果和制造可能性等三方面来确定。在外负荷已定情况下，系统压力选得愈高，各液压元件的几何尺寸就越小，可以获得比较轻巧紧凑的结构，对大型挖掘机来说，更为重要，所以，一般应尽可能选取较高的工作压力。但是，压力的选择还要考虑制造、装配、密封、维修等因素，压力太高，密封要求也高、制造维修困难，增大了液压振动与冲击，影响了元件寿命和可靠性，此外，压力增高太多，元件与管道的壁厚相应增加，尺寸与重量的减少率交款愈来愈小。现有单斗液压挖掘机所用工作压力有：1中高压压力小于20000kPa,常用于机重小于15t，液压功率40kW以下的小型机。2高压压力小于32000kPa，是目前15t级以上的中型、大型机最普遍采用的压力等级，根据目前生产水平，压力再进一步提高，经济上不能带来相应的优越性。3超高压压力超过32000kPa，很多液压元件需要专门制造，采用这种压力等级的只占挖掘机总数的10%左右。本设计中由于机重小于15t，液压功率小于40kW，工作压力选用中高压，取16000 kPa。3.2.2挖掘机液压缸作用力的确定工作装置各油缸作用力的分析和确定是液压挖掘机工作装置设计的重要内容之一。显然，各油缸的作用力应保证工作装置在挖掘过程中，斗齿有足够的挖掘力，以及保证在卸载时能把满斗土壤举升到最大幅度和高度所需的举升力。工作装置各油缸作用力有以下两种情况。当油缸两腔分别接高低压油路时产生推动机构进行运动的作用力称为主动作用力（简称作用力或者工作力），其最大值取决于该油路的工作压力和油缸直径（活塞作用面积）。工作装置工作时作用于闭锁状态（即油缸两腔与高低压油路断开）的油缸上的作用力称为被动作用力，其最大值则取决于该油缸油路的过载溢流阀压力和承载活塞面积。当油缸作用力大于外载荷的作用力的时候，该油缸便无回缩现象；否则由于过载溢流阀打开而溢流，便使油缸发生回缩。确定工作装置各油缸的作用力和可能产生的被动作用力后，便可以按照选定的液压系统的工作压力确定油缸所需的缸径以及过载溢流压力。油缸的行程则由工作装置机构方案所确定，它与工作装置的结构方案及铰点位置有关，而机构方案也决定了各油缸在主动和被动状态下的作用力。液压挖掘机工作装置上设置的油缸主要有三种：铲斗油缸、斗杆油缸和动臂油缸。这些油缸作用力的确定，则取决于工作装置的形式和工作情况。铲斗油缸作用力的确定反铲装置在作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗油缸设计的依据。初步设计时按额定斗容量及工作条件（土壤级别），参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力，并按反铲最主要的工作装置最大挖掘浓度深度时能保证最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的工作力。此时计算位置为动臂下放到最低位置，铲斗油缸作用力对铲斗与斗杆铰点有最大力臂，如图31所示。图3-1 铲斗油缸作用力分析为了简单，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为：式41式中铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂（此位置为摇臂长度），=0.24m；对铲斗与斗杆铰点的力臂，参考图41，由CAD得出0.705m；最大铲斗挖掘阻力； 把20KN、=0.24m、0.705m代入式41得： =84.77 KN而这时斗杆及动臂油缸均处于闭锁状态，斗杆油缸闭锁力应满足式中斗杆油缸闭锁力对斗杆与动臂铰点的力臂，参考图31由CAD得出0.42m；对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得2.565m；对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得0.98m； 挖掘阻力的法向分力，取（0.10.2）24KN，取3KN； 动臂油缸闭锁力应满足：式中动臂油缸闭锁力对铰点的力臂，0.638m；对动臂下铰点的力臂，5.255m；对铰点的力臂，0.3m；因此478.7KN斗杆油缸作用力的确定图3-2 斗杆油缸作用力分析当挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力则由斗杆油缸来保证。斗杆油缸最大作用力计算位置为动臂下放到最低位置，斗杆油缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗杆产生最大力矩，并使斗齿尖和铰点在一条直线上，如图32所示。与前面推导铲斗油缸作用力一样，忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机构效率的影响，此时斗杆油缸作用力为：式(42)式中：由CAD做图得，2.07m；由CAD做图得，0.36m；得出：330.34KN而此时铲斗油缸及动臂油缸处于闭锁状态，所以铲斗油缸闭锁力应满足式中：由CAD做图得，0.8m；由CAD做图得，0.42m； 得出：109.438KN动臂油缸闭锁力应满足：式中：由CAD做图得，4.52m；由CAD做图得，可忽略不记；由CAD做图得，0.638m 得出：407.05KN 斗杆最大挖掘力也受到挖掘机稳定性条件的限制。当以斗杆油缸进行挖掘时，由于其作用力臂的变化、结构自身的影响以及铲斗相对斗杆位置的变化，其斗齿挖掘力也随之变化。动臂油缸作用力的确定动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大卸载距离位置进行卸载来确定，其计算简图33所示图3-3 动臂油缸作用力分析此时动臂油缸作用力为： 式(43)式中：铲斗及其装载土壤的重力，N；斗杆所受重力，N；动臂所受重力，N；铲斗质心到动臂下铰点的水平距离，m； 斗杆质心到动臂下铰点的水平距离，m； 动臂质心到动臂下铰点的水平距离，m；由CAD做图1.155m；3.33m；4.72m；查表27由比拟法得出: =2.23KN；1.79KN；200.8620.86KN 其中斗内土重=20KN，铲斗重=0.86KN；把、0.61m代入上式得： =281.57KN第四章 工作装置的强度校核计算4.1斗杆的计算挖掘装置的斗杆（尤以标准和加长斗杆）强度主要为弯矩所控制，故其计算位置可根据反铲工作中挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩来确定。根据斗杆工作情况的手试验说明，斗杆危险断面最大应力发生在采用转斗挖掘的工况下。其计算位置可按以下条件确定：1 按反铲装置作用力分析的电算结果选定。2 近似计算时，一般取以下两个位置：计算位置I（图41），条件为：1）动臂位于最低（动臂液压缸全缩）；2）斗杆液压缸作用力臂最大（斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90）；3）斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；4）侧齿遇障碍作用有横向力。这时，工作装置上的作用力有工作装置各部分的重量（铲斗重，斗杆重和动臂重），作用于斗侧齿上的挖掘阻力（包括切向力为，法向分力和侧向力）。铲斗挖掘时，铲斗液压缸工作力所能克服的切向阻力可取铲斗为隔离体，按对铰点的力矩平衡方程0求得式(51)式中：由图41画图得，0.766m；由图41画图得，0.3m；图4-1 斗杆计算位置I由图41画图得，0.423m；由图41画图得，0.268m；由图41画图得，0.142m；把、代入式51得：求得：41.718kN 法向阻力决定于动臂液压缸的闭锁力，可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点的力矩平衡方程0求得： 式52式中：动臂液压缸的闭锁力，286kN；工作装置各部分重量对点的力矩之和，相应的力臂值由图41确定为：由图41画图得，1.36m；由图41画图得，1.99m；由图41画图得，1.1m； 由图41画图得，0.325m； 由图41画图得，3.16m； 由图41画图得，2.05m； 把、代入式52得：4.15kN 取斗杆（带斗）为隔离体，列出对铰点力矩平衡方程0，可求得斗杆液压缸作用力（被动状态）。一般情况下，此力与其闭锁力值（按该液压缸闭锁压力决定）相近。式（53）式中： 由CAD做图得，=0.46m；由CAD做图得，=1.56m；由CAD做图得，=0.766m；由CAD做图得，=1.39m；由CAD做图得，=0.49m；把、代入式53得： 0.4641.718(1.56+0.766)+0.861.392.230.49解得：45.69kN铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力由回转机构的制动器承受，此力的最大值决定于回转平台的制动力矩，其值为：式（54）式中：横向阻力与回转中心间的距离, 由CAD做图得，=1.28m；回转平台制动器可承受的最大力矩，4925.3Nm。把、代入式（54）得： =3.848kN计算位置II（图42），条件为：1) 动臂位于动臂液压缸对铰点有最大作用力臂处；2) 斗杆液压缸作用力臂最大；3) 铲斗斗齿尖位于、两铰点连线的延长线上，或铲斗位于发挥最大挖掘力位置（图42中II位置）；4) 正常挖掘，即挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力作用。图4-2 斗杆计算位置II此时工作装置上的作用力仅为工作装置的自重及斗齿上的作用力及。作用力的分析方法同上。切向阻力：法向阻力：横向挖掘阻力：通过CAD画图得：由图42画图得，0.423m；由图42画图得，0.29m；由图42画图得，0.14m；由图42画图得，1.52m；由图42画图得，2.225m；由图42画图得，1.36m； 由图42画图得，0.56m； 由图42画图得，2.8m； 由图42画图得，0.45m；由图42画图得，=0.46m；由图42画图得，=1.56m；由图42画图得，=0.77m；由图42画图得，=1.39m；由图42画图得，=0.49m；由图42画图得，=1.22m； 通过计算得出：63.51kN；6.45kN；4.037kN；根据以上位置的斗杆作用力分析，便可作出斗杆的内力图。对于计算位置I，斗杆内力图包括斗杆轴向力，斗杆平面内、外的弯矩、和剪力、，以及扭矩；对于计算位置II或II，斗杆内力侧仅有，、。斗杆受载荷最严重的那一侧，危险断面为m-m。作用在这个截面中心上载荷有：斗杆受力图力可对斗齿取力矩平衡方程式来解得：= =2.87kN垂直平面内的弯矩（y-z平面内）=81.35kN通过斗杆中心垂直于yz平面的xz平面中的弯矩为： = =0.8kNm沿斗杆轴向拉力为： = =39.25kN这样斗杆危险断面上正应力为： = =83Mpa 式中：许用应力，取0.85；斗杆梁的断面积。斗杆还应根据危险断面上的内力进行整体稳定验算，其应力值为：式中：截面对x-x轴、y-y轴的抗弯断面系数；斗杆梁横断面的毛面积；中心压杆许用应力折减系数，可根据斗杆梁的细长比来定。按下式求出：=3.34上式中用下式求出=527式中：斗杆的计算长度；计算截面的最小回转半径；计算截面的最小转动惯量；因此斗齿截面上的应力：82.45Mpa对于承受扭力的单梁方型断面斗杆，还要计算其扭力矩： =63.510.44.0370.1826.13kNm其扭曲应力为： = =120.97Mpa 式中：、单梁方型断面相应边壁厚中心线距；最薄处的壁厚。 经验算，该斗杆符合要求。4.2动臂的计算反铲装置动臂的强度计算同样应按挖掘工作中对动臂可能出现的最大载荷选定计算位置。除按电算结果进行选择外，一般近似计算可采用以下计算位置：动臂计算位置I，条件为：1） 动臂位于最低（动臂液压缸全缩）；2） 斗齿尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点三点位将支座点产总反力铵两支座三个座标方向分解。支座总反力分解为和并平均分配作用于两支座。横向力引起动臂的弯矩和扭矩可用支座反力和的形式来代替：式（55） 式（56）式中：支座处的横向弯矩；支座处的扭矩（即）；由于动臂支座内的侧向间隙，横向力可能同其中一个分支座（左边或右边的）来承受。这样，距动臂支座的截面的内力可按下列各式求得：垂直平面内的弯矩：横向弯矩：轴向力：整体弯曲动臂对弯曲部分的断面进行强度计算时，应考虑按曲梁进行验算，即在弯曲平面内的应力按下式计算：式（57）式中：断面积；断面弯曲处的曲率半径；重心至计算点的距离，该点在曲率中心与断面重心之间为负，反之为正；、断面形状及曲梁曲率有关系数；(积分范围由断面中心轴至最边缘点)对简单的几何图形（矩形圆形等）为无穷级数，可以近似计算之，一般用替代，则；动臂计算位置II，条件为：1） 动臂位于动臂液压缸作用力臂最大值处（）；2） 斗杆液压缸作用力臂最大（斗杆液压缸与斗杆尾部轴部夹角90时）；3） 铲斗发挥最大挖掘力位置，进行正常挖掘。此位置相当于斗计算位置II，工作装置上的作用力亦相同。 动臂的内力图，包括轴向力N，动臂平面内的弯矩，剪力；平面外的弯矩，剪力和扭矩。总 结本次毕业设计历时一个学期，是在大学四年所学知识的一次综合应用，它将理论与实际结合在一起，即总结了大学学习的重要内容，又给我们提供了应用所学知识和查阅有关资料的能力，是对大学四年学习的检验和完善。本次毕业设计，将机械、液压结合在一起，突出体现了机械行业的发展方向，同时，各学科的交叉与综合显得相当明显，这也是多学科发展的方向。本次设计的履带式液压挖掘机与其它类型的挖掘机相比在很多优点，传动平稳，结构简单。设计过程中运用AutoCAD制图设计，使计算更准确，设计更合理，充分体现出了现代设计的优越性。通过这次毕业设计，我学会了如何查阅资料，如何应用已学的知识，深刻体会了所学知识的重要性，以及使所学知识联系起来成为一个系统的整体的必要性，逐渐形成一套自己提出问题、分析问题、最后解决问题的整套思路。这些宝贵财富都会使自己在将来的学习和工作中受益匪浅。由于所学知识有限，实际经验缺乏，因此，毕业设计中难免存在缺陷与不足，恳请各位老师及评阅者批评指正，将在今后的学习和工作中进行弥补。致 谢本课题是在导师的悉心指导下完成的，在将近三个月的设计期间，老师在学习上给予我许多关怀和帮助。在导师的指导和培养下，本人独立思考与解决实际问题的能力明显有了很大的提高。老师严谨的治学态度、渊博的学识、一丝不苟的作风使我受益非浅；他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，从而使设计在原有能力上更合理、更完美。在论文完成之际谨向辛勤培养自己的老师致以深深的敬意和衷心的感谢。在课题进展中，还得到了许多可敬的师长、同学、朋友的指导和帮助，在些，一并表示表示诚挚的谢意。特别感谢我的父母，他们多年来对我的学业提供了物质资助和精神支持，使我顺利完成学业。最后衷心感谢百忙之中抽出时间评阅论文和参加答辩的各位老师。参考文献1 曹善华、余涵.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，19802 孔德文、赵克利.液压挖掘机.北京：化学工业出版社，20073 高衡、张全根.液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，19814 阎书文.机械式液压挖掘机.北京：机械工业出版社，19825 天津工程机械研究所.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，19766 何存兴.液压传动与气压传动.华中科技大学出版社，20007 张铁.液压挖掘机结构、原理及使用.东营：石油大学出版社，20028 黄宗益，王康.液压挖掘节能控制.建筑机械，19979 张平格.液压传动与控制.北京：冶金工业出版社，200410 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，200211 吴相宪、王正为、黄玉堂.实用机械设计手册。徐州：中国矿业大学出版社，199312 唐大放、冯晓宁、杨现卿.机械设计工程学.中国矿业大学出版社，200113 李壮云.中国机械设计大典.江西科学技术出版社，200114 唐经世、高车安.工程机械.北京：中国铁道出版社，199615 周士昌.液压系统设计图集.北京：机械工业出版社，200316 杜迪生、张永惠.挖掘机电气传动与故障诊断.北京：冶金工业出版社，199417 张玉川.进口液压挖掘机国产化改造.成都：西南交通大学出版社，199918 R.N.Hancox,Hydraulic System for Excamator,U.S.Patent 3406850.OCT.22,196819 R.K.Tessmann,I.T.Hong,Hydraulic Pump Performance as a FunctionOf Speed and Pressure,SAE96174146