WY270液壓挖掘機工作裝置的設計【含4張CAD圖紙+文檔全套】

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The chapter, analyzes the structural strength and stiffness of WY 270 hydraulic excavator's working equipment in terms of the problem in the practical service by the Mechanics . The following are the main contents of this paper:According to two kinds of working condition, the mechanic analysis of the arm is established;According to two kinds of working condition, the mechanic analysis of the boom is established;Measure the stress and deal with the acquired data;Analyze the calculated results, compared to the measure data, then get some important information about designing the key part. It can define the reasonableness of structure design by using the mechanics method to analyze the working equipment of the WY270 hydraulic excavator and its transformation production. KEY WORDS：excavator, working-equipment, the arm, the boom 53 目 錄 前言·····························································1 第一章 緒論····················································2 §1.1 選題的背景··········································3 §1.2 WY270液壓挖掘機簡介·······························4 §1.2.1主要技術性能參數(shù)······························4 §1.2.2主要結構及特點····································6 第二章 WY270液壓挖掘機工作裝置介紹··························7 §2.1工作裝置結構介紹····································8 §2.2動臂結構簡介·········································8 §2.3斗桿結構簡介·········································9 第三章 WY270液壓挖掘機工作裝置的力學分析··················11 §3.1動臂的力學分析·····································11 §3.1.1工況Ⅰ········································11 §3.1.2工況Ⅱ········································15 §3.2標準斗桿的力學分析·································17 §3.2.1工況Ⅰ········································17 §3.2.2工況Ⅱ········································21 §3.3變形斗桿的力學分析································24 §3.3.1工況Ⅰ········································24 §3.3.2工況Ⅱ········································28 第四章 WY270液壓挖掘機工作裝置的強度試驗和分析············31 §4.1工作裝置的靜態(tài)強度測試···························31 §4.1.1測試數(shù)據(jù)處理·································32 §4.2工作裝置的強度分析································33 §4.2.1動臂合件的應力分析··························34 §4.2.2標準斗桿的應力分析··························36 §4.2.3變形斗桿的應力分析··························38 §4.2.4分析結論·····································48 第五章 結論·····················································49 參考文獻··························································51 致 謝··························································50 外文翻譯··························································52 前 言 最近十年來，我國工業(yè)技術進入了一個迅速發(fā)展的時期。液壓傳動動作為實現(xiàn)動力傳遞并加以精確控制的一門自動化技術已廣泛的用到各個行業(yè)中，液壓挖掘機已成為土石方開挖和各種機械化施工中的主要工程機械設備。液壓傳動技術的高低已經成為衡量一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要依據(jù)之一。 挖掘機是用來開挖土壤的施工機械。它是利用鏟斗上的斗齒切削土壤并裝入斗內，裝滿土后提升鏟斗并回到卸土地點卸土，然后再使轉臺回轉，鏟斗下降到挖掘面，進行下一次挖掘。挖掘機在建筑，筑路，水利，電力，采礦，石油，天然氣管道鋪設和軍事工程中被廣泛地采用。挖掘機主要用于主路工程塹壕的開挖，水利工程中開挖溝渠，運河和疏浚河道，在采石礦場，露天開采等工程中剝離和礦石的挖掘，建筑工程中開挖基礎等。據(jù)統(tǒng)計，工程施工中約60%的土石方是靠挖掘機來完成的。此外，挖掘機更換工作裝置后還可進行澆筑，起重，安裝，打樁，夯土等作業(yè)。 本文主要是在國外液壓挖掘機的基礎上研究先進的工作裝置設計，以提高挖掘機工作效率與經濟效益，進而滿足現(xiàn)代國內的需求。 第一章 緒 論 ?液壓挖掘機是重要的工程機械，具有作業(yè)靈活方便、適應范圍廣等優(yōu)點。 液壓挖掘機是由發(fā)掘機、液壓系統(tǒng)、工作裝置、行走裝置和電氣控制等部分組成。液壓系統(tǒng)由液壓泵、控制閥、液壓缸、液壓馬達、管路、油箱等組成。電氣控制系統(tǒng)包括監(jiān)控盤、發(fā)動機控制系統(tǒng)、泵控制系統(tǒng)、各類傳感器、電磁閥等。 ?液壓挖掘機一般由工作裝置、回轉裝置和行走裝置三大部分組成。根據(jù)其構造和用途可以區(qū)分為：履帶式、輪胎式、步履式、全液壓、半液壓、全回轉、非全回轉、通用型、專用型、鉸接式、伸縮臂式等多種類型。 ?工作裝置是直接完成挖掘任務的裝置。它由動臂、斗桿、鏟斗等三部分鉸接而成。動臂起落、斗桿伸縮和鏟斗轉動都用往復式雙作用液壓缸控制。為了適應各種不同施工作業(yè)的需要，液壓挖掘機可以配裝多種工作裝置，如挖掘、起重、裝載、平整、夾鉗、推土、沖擊錘等多種作業(yè)機具。 ?回轉與行走裝置是液壓挖掘機的機體，轉臺上部設有動力裝置和傳動系統(tǒng)。發(fā)動機是液壓挖掘機的動力源，大多采用柴油要在方便的場地， 也可改用電動機。 ?液壓傳動系統(tǒng)通過液壓泵將發(fā)動機的動力傳遞給液壓馬達、液壓缸等執(zhí)行元件，推動工作裝置動作，從而完成各種作業(yè)。以工地使用較多的PV-200型液壓挖掘機為例。該機采用改進型的開式中心 負荷傳感系統(tǒng)（OLSS）。該系統(tǒng)用控制斜盤式變量柱塞泵斜盤角度（輸出流量）的方法，減少了發(fā)動機的功率輸出，從而減少燃油消耗，是一種節(jié)能型系統(tǒng)。 ?這種液壓系統(tǒng)的特點是：定轉矩控制，能維持液壓泵驅動轉矩不變，載斷控制，可以減少作業(yè)時間的卸荷損失；油量控制，可減少空擋和微調控制時液壓泵的輸出流量，減少功率損失。 目前我國露天礦的開采規(guī)模逐漸擴大，為了適應日益增大的礦用汽車鏟裝的需要，這就需要較大斗容的挖掘機，由于挖掘機愈大，每單位土石方的施工成本愈低，而液壓挖掘機較機械式挖掘機有很多優(yōu)點，但是國內對大型液壓正鏟挖掘機的研究較少，液壓挖掘機工作裝置是完成挖掘機各項功能的主要構件，其結構的合理性直接影響到挖掘機的工作性能和可靠性，對其研究是整機開發(fā)的基礎，對工作裝置進行優(yōu)化，目的在于縮短研究和開發(fā)周期，降低產品成本，提高設計質量，本課題的任務就在于此[1]。 現(xiàn)代化建設速度，在很大程度上取決于各種工程建設速度，而工程機械水平的高低，又直接對工程建設速度發(fā)揮著促進或抑制作用。傳統(tǒng)研發(fā)管理及設計方法只是被動地重復分析產品的性能，而不是主動地設計產品的參數(shù)。作為一項設計，不僅要求方案可行、合理，而且應該是某些指標達到最優(yōu)的理想方案。隨著電子計算機的應用，在機械設計領域內，已經可以用現(xiàn)代化的設計方法和手段進行設計，來滿足對機械產品提出的要求。利用優(yōu)化設計方法，人們就可以從眾多的設計方案中尋找出最佳設計方案，從而大大提高設計效率和質量。可靠性是我國工程機械的致命弱點，我們要正視差距，增強科研開發(fā)力度，提高技術水平，更多地發(fā)展具有自主知識產權的高質量產品，進一步促進工程機械的發(fā)展[1]。 挖掘機作為一種典型的土石方施工設備，在基礎設施建設中起著十分重要的作用，因此加強對挖掘機的研究具有十分重要的意義，隨著能源的緊缺和人們對環(huán)保意識的增強，節(jié)能技術研究成為同行學者關注的焦點沒隨著人類空間獲活動的延伸，以及人類對挖掘機工作環(huán)境與功能要求的延伸，在遙控挖掘機和機器人化挖掘機研究方面正進行不懈努力，遙控挖掘機的研究離實用化已經不遠，開發(fā)智能化的多功能挖掘機并使之成為真正的挖掘機器人還是人們追求的目標。由于挖掘作業(yè)中負載變化劇烈，有些學者已經開始將振動挖掘方式運用于減少挖掘阻力，減低功率消耗以及延長機器使用壽命方面的研究。近年來，隨著人類對自然的開發(fā)，挖掘機也朝著大型化大功率化發(fā)展，從而滿足人類對大型工程的需求。 1）國外產品發(fā)展趨勢 1950 年在意大利生產了第一臺液壓挖掘機，由于其挖掘能力強、生產率高、通用性好、操縱輕便等特點，在工程建設施工中起著重要的作用。六十年代，隨著西方經濟的發(fā)展，液壓挖掘機需求數(shù)量急劇上升，但大多數(shù)屬于中小型液壓挖掘機。七十年代開始，隨著科學技術的進步和大型水電工程及大型露天礦建設的需要，液壓挖掘機向高速、高壓、大斗容、大功率發(fā)展。隨著液壓挖掘機產量的提高和使用范圍的擴大，世界上著名的挖掘機生產商紛紛采用各種高新技術，來提高產品的競爭力。國外的一些公司開始研制大型礦用液壓挖掘機，其中以德國、法國產品居多。 在液壓挖掘機產品功能方面，液壓挖掘機工作裝置向多功能化的方向發(fā)展。當液壓挖掘機配置不同的作業(yè)裝置時，可以用來吊、夾、推、刮、松、挖、裝、銑削、拆除、清除和壓實等作業(yè)，且大都采用快換裝置，駕駛員在駕駛室內就可以完成作業(yè)裝置的更換，一般在2分鐘內就可以完成作業(yè)裝置的更換。工作裝置中動臂、斗桿結構變化多樣，擴展了主機的使用功能。隨著傳統(tǒng)型和通用型產品樣機減少，一些有特殊構造的、有特色的產品和多功能的產品備受用戶的青睞，這些多用途作業(yè)裝置大大擴展了液壓挖掘機的功用，提高了產品的施工適用性。同時也體現(xiàn)了各廠家市場差異化的產品發(fā)展戰(zhàn)略和各自的技術水平。所以，研究專業(yè)性的挖掘機設計理論、方法甚至是專用軟件，以便縮短設計周期、提高產品性能和可靠性，快速響應市場和用戶的要求。 2）國外液壓挖掘機設計方法研究現(xiàn)狀 （1）設計理論和方法研究及應用。國外生產企業(yè)在產品的設計和研制過程中，廣泛推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優(yōu)化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產 品的優(yōu)質高效率和競爭力。美國提出了考核動強度的動態(tài)設計分析方法，并創(chuàng)立 了預測產品失效和更新的理論。日本制定了液壓挖掘機構件的強度評定程序，研制了可靠性處理系統(tǒng)。借助于現(xiàn)代設計理論和方法，縮短了新產品的研發(fā)周期，加速了液壓挖掘機更新?lián)Q代的進程，提高其可靠性和耐久性。例如，德國Demag公司的H485型液壓挖掘機，0&K公司的RH-400型液壓挖掘機，Liebher的8994型液壓挖掘機，法國Poclain公司的1000CK型液壓挖掘機，都是應用現(xiàn)代設計理論和方法設計的新型機型。 （2）重視實驗研究和電子計算機技術的應用。近年來，國外液壓挖掘機產量急劇上升，結構逐步完善，在工程建設和施工行業(yè)中占有很重要的位置。液壓挖掘機迅速發(fā)展的根本原因，在于機械本身的優(yōu)越性，也由于下述幾個因素：①重視試驗研究工作，液壓挖掘機的研制除了保證機械技術性能以外，十分重視挖掘機的使用經濟性和工作可靠性，研制過程中，進行各種性能試驗和可靠性試驗，包括構件強度試驗、系統(tǒng)試驗、操縱試驗、耐久性試驗等，要通過嚴格的科學試驗和用戶評價，才進行定型生產；②重視電子計算機技術的應用，設計制造更輕便的工作裝置，而不削弱其強度，其實對挖掘機工作裝置的研究已經十分成熟。它的應用加快了新產品的發(fā)展速度，使新產品從設計到批量生產的周期縮短到2～3年左右。 （3）采用新結構和新材料，利用現(xiàn)代設計技術和先進制造技術，仍是保證和提高液壓挖掘機性能的一個較重要的途徑[2]。 自20世紀80年代以來，國外一些先進商用有限元、多體系統(tǒng)動力學軟件進入我國，如ANSYS，ADAMS，MEDYNA，MOCAL，ALGOR等，應用于液壓挖掘機的結構分析、仿真和優(yōu)化。國內對于挖掘機工作裝置設計理論與方法的研究可歸納如下： （1）工作裝置的運動分析。對工作裝置的運動分析，關系到挖掘機的力學分析，是其他分析與設計的基礎。文獻[15]利用個人編制的軟件對液壓小型反鏟挖掘機各種靜態(tài)姿態(tài)角度下的理論挖掘力進行了分析與仿真；文獻[16]利用矩陣變換原理對單斗反鏟液壓挖掘機進行了詳盡的闡述；文獻[17]對液壓挖掘機反鏟工作裝置各主要構件進行了運動學和動力學分析，得到了反鏟裝置各關鍵點的坐標和實現(xiàn)挖掘力的限制條件；文獻[18]利用拉格朗日第方程對液壓挖掘機的工作裝置建立了挖掘作業(yè)過程中的動力學模型，對其動能、勢能和挖掘力進行計算，為分析挖掘作業(yè)工作裝置所受到的力和運動之間關系、控制作業(yè)規(guī)劃和仿真提供了理論基礎。 （2）工作裝置的優(yōu)化。優(yōu)化設計方法己在我國工程設計領域得到廣泛運用。它是建立在近代數(shù)學最優(yōu)化方法和計算機程序之上，解決復雜設計問題的一種有效工具，是計算機輔助設計(CAD)應用中的一個重要方面。它運用到機械設計中，能根據(jù)產品的要求，合理地確定和計算各項參數(shù)，以其達到最佳設計目標。文獻[19]應用變換矩陣來建立數(shù)學模型，編制挖掘機工作裝置設計軟件對挖掘機工作裝置進行快速有效的計算。文獻[20]針對液壓挖掘機鏟斗連桿機構采用復合形法進行優(yōu)化求解，并且給出了程序設計的流程框圖。文獻[21]提出了利用優(yōu)化方法分析計算挖掘機在各種工況下的穩(wěn)定系數(shù)和具體解決方法，找出并分析了挖掘機在特定工況下的最不穩(wěn)定姿態(tài)，為挖掘機的穩(wěn)定性分析提供了理論計算公式和具體分析手段。文獻[22]開發(fā)了液壓正鏟挖掘機工作裝置通用分析軟件，只能對現(xiàn)有的機型進行分析，沒有從原理出發(fā)對工作裝置參數(shù)進行設計，并進行優(yōu)化。國內太原重型機械學院和浙江大學在這方面做出了突出的貢獻，浙江大學1988年開發(fā)了一個用于液壓挖掘機CAD的大型軟件系統(tǒng)，在此基礎上于90年代初開發(fā)了液壓挖掘機的集成化智能CAD系統(tǒng)；此外太原重型機械有限公司研究所利用UG開發(fā)計算6～8m挖掘機的三維仿真軟件；徐州工程機械研究所利用I-DEAS軟件完成WY20整機、WY20A工作裝置的三維實體造型等。但是由于受客觀條件的限制，在產品的設計制造中大部分工作還是采用傳統(tǒng)的設計方法和理論，雖然采用了優(yōu)化設計方法，但主要針對國內小型液壓反鏟挖掘機的設計做了大量工作。 （3）正鏟工作裝置設計現(xiàn)狀。由于礦山條件惡劣，液壓挖掘機在礦山沒有得到廣泛應用，因此國內對液壓正鏟挖掘機的研究很少，沒有形成自己的設計體系。近年來隨著液壓技術的發(fā)展及液壓元件質量的提高，大型液壓正鏟挖掘機在礦山才得到應用，合理地設計工作裝置的主要構件是行業(yè)發(fā)展的需要。 目前研究液壓挖掘機工作裝置設計的重點在于：①提高工作裝置結構件的可靠性和耐久性；②對工作裝置機構進行計算機輔助計算和優(yōu)化設計，提高挖掘機的挖掘性能，同時使挖掘機設計人員從繁忙的計算中解脫出來。因此，開發(fā)一個專業(yè)化的工作裝置設計的工具軟件顯得非常必要[3]。 本文研究的主要內容 本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內容包括以下五部分: (1) 挖掘機工作裝置的總體設計。 (2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。 (3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。 (4) 工作裝置主要部件的結構設計。 (5) 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型 §1.1 選題的背景 工程機械是實現(xiàn)施工高速度、高質量、低成本、高效益的重要手段。它廣泛應用于國民經濟各部門，世界各國歷來都十分重視工程機械的發(fā)展。戰(zhàn)后，日、美、法、英和西德等國工程機械年平均增長率分別達到29.1%, 15.9%, 12%, 9%和11.9%，這是各國工業(yè)中，其它行業(yè)所不及的。 我國工程機械行業(yè)雖然起步較晚，但發(fā)展速度相當快。自60年代初期到70年代中期，已逐步形成了獨立的制造體系。改革開放以來，經過“六五”和“七五”的建設和改造，有了突飛猛進的發(fā)展，基本形成了一個有一定規(guī)模，門類齊全，布局較合理，具有完整生產、科研、教育體系的全國性行業(yè)。 目前國家繼續(xù)推進改革開放，把擴大國內需求作為促進經濟增長的一項重要措施，為工程機械行業(yè)發(fā)展提供了極大的機遇。尤其是國家加大基礎設施建設投資，明顯地拉動了工程機械行業(yè)的發(fā)展。尤其是對作為工程機械排頭兵的液壓挖掘機產品，起著積極的推動作用。據(jù)挖掘機械協(xié)會統(tǒng)計，98年國內廠家液壓挖掘機產品銷量達到4500臺。預計1999年全年挖掘機銷售雖達7000 臺以上。權威部門預計，2000年后國內市場每年需求挖掘機1.2萬－1.5萬臺。 §1.2 WY270液壓挖掘機簡介 WY270履帶式液壓挖掘機具有技術性能先進，使用可靠性高，作業(yè)適應性強，操作簡單靈活，舒適性好等特點，達到了國際九十年代初先進水平。 §1.2.1 主要技術性能參數(shù) 表1-1技術參數(shù) 型號 WY270 整機工作質量(kg) 27000 反鏟標準斗容（滿斗） () 1.1 發(fā)動機型號 五十鈴- CC-6BG1TRA 發(fā)動機額定功率(kW) 125KW 發(fā)動機額定轉速(r/min) 2050 液壓系統(tǒng) 雙泵雙回路全功率變量控制 系統(tǒng)額定壓力(MPa) 37 系統(tǒng)最大流量(L/min) 2x190 平臺回轉速度(r/min) 10.6 行駛速度(雙級)(km/h) 4.9;2.9 爬坡能力(o) 35 接地比壓(kPa) 55 鏟斗最大挖掘力(kN) 120 斗桿最大挖掘力(kN) 116 理論生產率(m3/h) 205 表1-2工作范圍 最大挖掘半徑(mm) 10710 最大挖掘深度(mm) 7230 最大挖掘高度(mm) 9980 最大卸載高度(mm) 7070 §1.2.2 主要結構及特點 ⑴ 動力裝置 動力裝置采用五十鈴公司CC-6BG1TRA柴油發(fā)動機。該機具有重量輕，油耗低，功率大，噪音小，啟動性能好，過載能力強等特點。 ⑵ 傳動裝置 回轉裝置 型式————2級減速行星齒輪 減速齒輪傳動比17.002 回轉馬達 型號————M2X210CHB 型式————斜軸式固定排量柱栓馬達 閥 型式————非背壓閥式 溢流設定壓力————在140L/min時，為27.7±0.3Mpa 回轉停放制動器 型式--------多片濕式負壓型 解除壓力-----2.25-2.84Mpa 行走裝置 型式---------三級減速行星齒輪 減速齒輪傳動比--------70.842 行走馬達 型式---------斜軸式變排量柱塞馬達 行走制動閥 型式--------背壓閥式 溢流設定壓力-------34.8Mpa 行走停放制動器 型式--------多片濕式負壓型 接觸開啟壓力--------0.95~1.02Mpa 將高低二檔轉換機構、停車閘、制動閥、液壓馬達、行走減速器及控制機構做成一體；具有結構緊湊，承載能力大，高可靠性，易裝配，完全收容等特點。整個機構均被包容在減速機支座和履帶之間，防止了泥土的進入及障礙物對泵的損壞，提高了整機的通過性。變量泵可自動調節(jié)行走速度，且具有雙速功能，使工作更為快捷。 行走與回轉裝置內部均帶有常閉摩擦片式制動器，只要操縱桿回到中立位置，油路即被切斷，馬達立即停止轉動，達到制動目的；操作簡單，制動可靠。 ⑶ 底盤結構 該機底盤采用具有抗扭強度高，穩(wěn)定性能好的X型焊接結構，它比H型結構增大了行走架的剛度，改善了履帶架的應力分布，保持了良好的行走性能；導向輪、托帶輪、支重輪采用浮動杯式密封結構，密封可靠，不需經常保養(yǎng)；采用成熟的液壓缸彈簧張緊裝置來改善行走緩沖性能；下車液壓管路均密封在底座內，安全可靠，美觀大方。 ⑷ 液壓系統(tǒng)及液壓元件 液壓系統(tǒng)主要分為兩個油路:主油路和先導油路 主油路 電源主泵 →控制器 控制閥→執(zhí)行器{馬達 油缸 工作裝置} 先導油路 電源 先導泵→控制器{先導閥 泵調節(jié)器 電磁閥 信號控制閥 動臂電子緩沖電磁閥}→先導油路{操作控制油路 泵控制油路 閥控制油路 回轉停放制動器解除油路 行走馬達斜盤角控制油路 液壓油預熱油路} 在其上插裝有安全閥、過載閥、補油閥、單向閥、邏輯閥、減壓底閥，使得結構緊湊，系統(tǒng)安全可靠。液壓系統(tǒng)具有全功率和分功率控制機能，使得發(fā)動機功率最大限度地得到應用；通過邏輯閥、減壓底閥可將壓力信號反饋給主泵使其改變斜盤傾角來改變輸出流量的大小，實現(xiàn)負流量控制，最大限度地減小發(fā)動機的損耗和液壓系統(tǒng)的溫升；復合動作供油在閥內合流，減少了管路連接；主閥內裝有單向節(jié)流閥，以防止動臂和斗桿在自重作用下下降速度過快；系統(tǒng)內設有自動控制直線行走閥，行走時高壓互通，保證了行走直線性;在伺服回路中安裝有高精度壓力濾清器，柴油機意外熄火后，工作裝置仍能靠回路中的蓄能器的壓力放下。 第2章 WY270液壓挖掘機工作裝置介紹 液壓挖掘機工作裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要構件，其結構的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。 §2.1 工作裝置結構介紹 本機采用最常使用的反鏟工作裝置，它主要由動臂、斗桿、鏟斗以及動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸組成。其結構如圖2-1所示。 1－鏟斗 2－鏟斗油缸 3－斗桿 4－斗桿油缸 5－動臂 6－動臂油缸 圖2-1 WY270液壓挖掘機的工作裝置 動臂、斗桿和鏟斗均是采用高強度鋼板焊接而成的箱形結構，重量輕、強度高。 動臂根部用一根銷軸鉸接在平臺前端中部，由兩只鉸接在轉臺前部的動臂油缸支撐。油缸作伸縮運動，動臂則作升降運動。 斗桿端鉸接在動臂的頭部，另一端鉸接著鏟斗和搖桿。斗桿的回縮或伸出靠鉸接在動臂上的斗桿油缸的伸縮來控制。 鏟斗鉸接在斗桿的末端，用鉸接在斗桿上的鏟斗油缸經搖桿控制，搖桿的作用是使鏟斗的轉角加大。油缸伸縮，鏟斗則進行挖掘和卸載。 工作裝置的升降可以單獨進行，亦可以和轉臺回轉同時進行，以縮短挖掘周期，加快工作速度。通常從挖掘位置到卸載位置，或從卸載位置返回挖掘位置均采用回轉和動臂升降同時進行。 工作裝置的各個銷軸采用合金鋼制造，經滲碳淬火處理，強度較高。且各個鉸點都設有油杯，用油槍注入潤滑脂潤滑。工作裝置各鉸接處均設有限位塊，以減少對油缸的沖擊。斗齒部分由齒座和斗齒組成。斗齒套在齒座上用彈性銷固定，斗齒磨損后可以更換。 §2.2 動臂結構簡介 WY270動臂的結構如圖2-2所示。 1-上蓋板 2-吊耳 3-下蓋板 4-左右側板 5-肋板 6-前叉板 7-中軸座 8-后軸座 9-斗桿油缸聯(lián)結座 圖2-2 WY270動臂結構簡圖 動臂的整體式彎臂采用大圓弧過度以減少該處的應力集中，結構簡單、重量輕。 動臂的主體框架是由上蓋板、下蓋板、左側板、右側板焊接而成的箱形結構。 上、下蓋板均由前、后兩塊板拼焊而成，每塊板都采用厚度為14mm的16Mn鋼板，焊接形式為“45斜線”焊縫。 左、右側板分別由前、中、后三塊鋼板拼焊而成。前、后板都采用厚度為12mm的16Mn鋼板，中側板采用厚度為14mm的16Mn鋼板。側板間的焊接形式為斜線焊縫。 動臂與轉臺、斗桿聯(lián)接的軸座均用ZG270- 500材料鑄造而成；與動臂油缸聯(lián)接的軸座也是用ZG270-500材料鑄造而成，在軸座四周焊有四塊筋板以提高強度。上述軸座分別與箱形框架焊接成為動臂。 在框架的不同位置還焊有六塊筋板以提高強度。在動臂上平面的前、后部各焊有兩個吊耳，以便裝配和拆卸時起吊用。 斗桿油缸的聯(lián)接座焊在箱形框架上。 §2.3 斗桿結構簡介 WY270斗桿的結構如圖2-3所示。斗桿的主體框架是由上蓋板、下蓋板、左側板、右側板各一塊焊接而成的箱形結構。每塊板均是厚度為10mm的16Mn鋼板。 與動臂聯(lián)接的軸座采用ZG270-500材料鑄造而成，在圓周上焊有兩塊筋板以提高強度。與鏟斗、連桿聯(lián)接的軸座均由35鋼管加工而成。各軸座分別與箱形框架焊合而成斗桿。 在框架的不同位置還焊有三塊筋板以提高強度。 斗桿油缸、鏟斗油缸的聯(lián)接座均焊在箱形框架上。 1- 上蓋板 2-鏟斗油缸聯(lián)結座 3-斗桿油缸聯(lián)結座 4-肋板 5-動臂聯(lián)結座 6-左右側板 7-下蓋板 8-連桿聯(lián)結座 9-鏟斗聯(lián)結座 第三章 WY270液壓挖掘機工作裝置的力學分析 §3.1 動臂的力學分析 反鏟裝置動臂的強度計算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。一般可采用以下計算位置: §3.1.1 工況Ⅰ: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮); b)、斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點三點位于垂直線上; c)、鏟斗挖掘，斗邊齒遇障礙時。 如圖3-1所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1,，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和側向力)。各液壓油缸的工作狀態(tài)為:鏟斗油缸以F3力工作，斗桿油缸承受被動作用力F2，動臂油缸承受閉鎖力。 鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力，由回轉機構的制動器承受。此力的最大值決定于回轉平臺的制動力矩。其值為: 式中: - 回轉制動器可承受的最大力矩; r - 橫向阻力距回轉中心的距離. WY22LC液壓挖掘機所選用的回轉制動器型號為:KG08，其=89.06kN.m , r=4518.5mm。則: kN L1=2180 L2=4042 L3=4361 L4=1460 L5=2925 L6=851 S0=8456 S1=452 S2=612 S3=3935 S4=505 S6=106 S7=415 S8=612 r=4518.5 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg α=37.5 o β=8.5 o 圖3-1 動臂計算位置一 取工作裝置為隔離體，對動臂底部鉸點C取力矩平衡有: 求得B點的側向力 kN 則C點的側向力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點D的力矩平衡方程 求得F點的側向力 kN 則M點的側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力凡所能克服的切向阻力FW1,，可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 其中鏟斗油缸工作力 式中： -最大工作壓力; p=30 MPa -鏟斗油缸大腔面積; = 由此可以得出 =368 kN，及F=129.04 kN。 法向阻力FW2決定于動臂油缸的閉鎖力?？扇」ぷ餮b置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 式中為動臂油缸的閉鎖力。 = 其中 - 過載壓力; =34MPa -動臂油缸大腔面積; = 由此可得: =442kN,及=-182kN<0.這說明FW1值不能實現(xiàn),即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。 取斗桿為隔離體,按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 由此求得: =659.6 kN。 而斗桿油缸的閉鎖力 其中 -過載壓力; =34 MPa -斗桿油缸大腔面積; = 則 =523 kN。 由 >,說明值不能實現(xiàn).計算時只能取==523kN代入 得=102.48 kN。 將代入 得=-125kN<0。說明值仍不能實現(xiàn)。所以只能取=0 再代入 得=44.3 kN 然后將代入 此時得到 =223.2kN <=523kN。 再將代入 得=122 kN。 建立坐標系如圖3-2所示。則: 圖 3-2 B點的受力分解為 kN kN kN M點的受力分解為 kN kN kN §3.1.2 工況Ⅱ: a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處; b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90 o); c)、鏟斗發(fā)揮最大挖掘力位置，進行正常挖掘。 如圖3-3所示。 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 由=368kN 得出=135.8 kN。 取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 L1=2566 L2=6004 L3=6414 L4=1460 L5=2925 L6=1026 L7=4105 L8=1103 S0=3233 S1=257 S2=667 S3=6825 S4=590 S5=718 S6=308 S9=872 r=6305 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg = = 圖3-3 動臂計算位置二 取斗桿為隔離體,按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 由此求得：=549.6kN 而斗桿油缸的閉鎖力=523 kN，由>說明FWZ值不能實現(xiàn)。計算時只能取==523 kN ,代入 然后聯(lián)立方程 求解得: kN kN 再將值代入 求解得： kN 建立如圖3-2所示坐標系，則： B點的受力分解為 kN kN kN M點的受力分解為 kN kN kN §3.2 標準斗桿的力學分析 反鏟裝置的斗桿強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產生的最大彎矩來確定。根據(jù)斗桿工作情況的分析和試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用鏟斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定: §3.2.1工況I: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮); b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時); c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上; d)、側齒遇障礙，作用有橫向阻力。 如圖4-4所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1,，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和側向力)。 橫向挖掘阻力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得D點側向力 kN 則F點側向力 kN 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得H點側向力 kN 則Q點的側向力 kN 取斗桿(不含鏟斗)為隔離體，按對鉸點N的力矩平衡方程 求得E點側向力 kN L1=2456 L2=4154 L3=2957 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5219 S1=92 S2=614 S3=6037 S4=512 S5=1074 S6=153 S7=400 S8=514 r=2732 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg ξ=51.8o 68.6o 1.9o 72.4o o 圖3－4 斗桿計算位置一 由受力平衡方程 求得N點側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 由=368 kN，得出=121.4 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力?？扇」ぷ餮b置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-44.4 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =70.1 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=241.8 kN<=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=254.2 kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及。可求出N點作用力 得 kN。 建立如圖3-5所示的坐標系，則: 圖3-5 D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN §3.2.2 工況Ⅱ: a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、進行正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力。 如圖3-6所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力)。 L1=2763 L2=6037 L3=6462 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5244 S1=420 S2=614 S3=5551 S4=512 S5=808 S6=307 S7=400 S8=870 r=6825 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg ξ=51.8o 68.6o 1.9o 72.4o o 圖3-6 斗桿計算位置二 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 由=368 kN，得出=123.1 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力?？扇」ぷ餮b置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-21.7 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得=100.1 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=394.8 kN〈=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=357.5kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及?？汕蟪鯪點作用力 得 kN。 建立如圖3-5所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN §3.3 變型斗桿的力學分析 變型斗桿的計算位置按以下條件確定: §3.3.1 工況I: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮)； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、側齒遇障礙，作用有橫向阻力。 如圖3-7所示。則： 橫向挖掘阻力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得D點側向力 kN 則F點側向力 kN 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得H點側向力 kN L1=2360 L2=3900 L3=2591 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5963 S1=77 S2=641 S3=5409 S4=513 S5=1417 S6=103 S7=411 S8=616 r=2378 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg ξ=51.8o 68.6o 1.3o 72.4o o 圖3-7 加長斗桿計算位置 則Q點的側向力 kN 取斗桿(不含鏟斗)為隔離體，按對鉸點N的力矩平衡方程 求得E點側向力 kN 由受力平衡方程 求得N點側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 由=368 kN，得出=129.8KkN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-75.6 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =61.2 kN。 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=250.5 kN〈=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=216 kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及。可求出N點作用力 得 kN。 建立如圖3-5所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 圖3-8 §3.3.2 工況Ⅱ: a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、進行正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力。 如圖3-9所示。 L1=2808 L2=6024 L3=6585 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5973 S1=459 S2=641 S3=5523 S4=513 S5=975 S6=316 S7=411 S8=868 r=5913 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg ξ=51.8o 68.6o 1.3o 72.4o o 圖3-9 加長斗桿工作位置二 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產生的挖掘力 由=368 kN，得出=131.7 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-46 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油 缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =89.2 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=371.4 kN<=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=308.7 kN。 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及?？汕蟪鯪點作用力 得 kN。 建立如圖3-5所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 第四章 WY270液壓挖掘機工作裝置的強度試驗及分析 §4.1 工作裝置的靜態(tài)強度測試 對WY270型挖掘機進行強度試驗，其強度試驗結果如下： 分別依照各自的計算工況，對動臂和斗桿進行測試。 圖4-1 §4.1.1 測試數(shù)據(jù)處理 對于沿棱邊布置的應變片，由于沒有外力的直接作用而處于單向應力狀態(tài)。因而所測到的應變就是主應變，其單向主應力按式（4-1）計算。 （4-1） 對于其它測點，由于主應力方向未知，采用直角應變花測得應變花三個單片的應變值，再通過式（4-2）計算得到主應力值。 （4-2） 最后按式（4-3）計算當量應力。 （4-3） 1- 電橋 2-放大器 3-相位檢波器 4-濾波器 5-穩(wěn)壓電源 6-振蕩器 圖 4-3 §4.2 工作裝置的強度分析 用力學計算結果和實驗數(shù)據(jù)進行比較