3687 小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）

3687 小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）,小型,液壓,挖掘機,設計,工作,裝置 畢業(yè)設計（論文）任務書城南 學院 機制 專業(yè) 班題 目 小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）任務起止日期： 2009 年 2 月 23 日 ～ 2009 年 6 月 12 日學 生 姓 名指 導 教 師胡剛黃東勝學 號 200521250319教研 室主任 年 月 日審查院 長 年 月 日批準一、畢業(yè)設計（論文）任務課題內(nèi)容小型液壓挖掘機設計。隨著我國公路建設的大規(guī)模發(fā)展，對挖掘機的需求也與日俱增，但小型液壓挖掘機品種規(guī)格相對較少，且大多價格昂貴。本課題開發(fā)一種價格較低廉，性能較好 ，功能較齊備，適合中小型工程施工和公路養(yǎng)護部門使用的小型液壓挖掘機。主要內(nèi)容：小型單斗液壓挖掘機總體方案設計，總體參數(shù)計算確定（斗容量、最大挖掘深度、最大挖掘高度、最大挖掘半徑、最大卸載高度、發(fā)動機功率、最大挖掘力、爬坡度、最大牽引力、行走速度、挖掘軌跡等），整機液壓傳動系統(tǒng)設計（液壓系統(tǒng)工作壓力、各油缸行程，液壓系統(tǒng)圖），液壓油箱總成及零部件設計。課題任務要求任務：小型液壓挖掘機總體設計與計算液壓傳動系統(tǒng)總體設計工作裝置總體設計液壓油箱零部件設計要求：1. 深入了解現(xiàn)行公路施工與設計的實際情況2. 廣泛收集相關(guān)技術(shù)資料3. 按計劃認真完成設計任務課題完成后應提交的資料（或圖表、設計圖紙）1.2.開題報告，不少于 2000 字設計計算說明書一本，不少于 1００００字1)2)3)4)5)英文摘要總體設計的方案和計算液壓傳動系統(tǒng)總體設計與計算液壓元件選型設計總結(jié)3.4.相關(guān)英文資料及譯文設計圖紙1)2)3)4)總體設計圖液壓系統(tǒng)圖挖掘軌跡圖液壓油箱總成圖和零件圖主要參考文獻與外文翻譯文件（由指導教師選定）1. 黃東勝、邱斌 現(xiàn)代挖掘機械[M] 北京：人民交通出版社，20032 何挺繼、朝勇 . 現(xiàn)代公路施工機械[M] 北京：人民交通出版社，19993 朱齊平 . 進口工程機械使用維修手冊[M] 沈陽：遼寧科學技術(shù)出版社，20014 趙顯新 . 工程機械液壓傳動裝置原理與檢修[M] 沈陽：遼寧科學技術(shù)出版社，20005 單斗液壓挖掘機[M] 北京：中國建筑工業(yè)出版社，19806 J. of Mechanical Engineering[J]同組設計者注：1. 此任務書由指導教師填寫。如不夠填寫，可另加頁。2. 此任務書最遲必須在畢業(yè)設計（論文）開始前一周下達給學生。3. 此任務書可從教務處網(wǎng)頁表格下載區(qū)下載序號畢 業(yè) 設 計（論 文）工 作 任 務工 作 進 度 日 程 安 排周次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 201 畢業(yè)實習 - - -2 查閱資料，翻譯英文文獻 - -3 總體方案設計 - -4 液壓系統(tǒng)設計 - -5 零部件設計 － - -6 修改設計計算說明書及圖紙 - -7 整理說明書 -8 準備答辯 -9 答辯 -10二、畢業(yè)設計（論文）工作進度計劃表注：1. 此表由指導教師填寫；2. 此表每個學生人手一份，作為畢業(yè)設計（論文）檢查工作進度之依據(jù)；3. 進度安排請用“一” 在相應位置畫出。時間 第 一 階 段 第 二 階 段 第 三 階 段內(nèi)容 組織紀律 完成任務情況 組織紀律 完成任務情況 組織紀律 完成任務情況檢查記錄教師簽字 簽字 日期 簽字 日期 簽字 日期三、學生完成畢業(yè)設計（論文）階段任務情況檢查表注：1. 此表應由指導教師認真填寫。階段分布由各學院自行決定。2. “組織紀律”一檔應按《長沙理工大學學生學籍管理實施辦法》精神，根據(jù)學生具體執(zhí)行情況，如實填寫。3. “完成任務情況” 一檔應按學生是否按進度保質(zhì)保量完成任務的情況填寫。包括優(yōu)點，存在的問題與建議4. 對違紀和不能按時完成任務者，指導教師可根據(jù)情節(jié)輕重對該生提出忠告并督促其完成。四、學生畢業(yè)設計（論文）裝袋要求：1. 畢業(yè)設計（論文）按以下排列順序印刷與裝訂成一本（撰寫規(guī)范見教務處網(wǎng)頁）。(1) 封面(3) 畢業(yè)設計（論文）任務書(5) 英文摘要(7) 正文(9) 致謝(11) 附件 1：開題報告（文獻綜述）(2) 扉 頁(4) 中文摘要(6) 目錄(8) 參考文獻(10) 附錄（公式的推演、圖表、程序等）(12) 附件 2：譯文及原文影印件2. 需單獨裝訂的圖紙（設計類）按順序裝訂成一本。3. 修改稿（經(jīng)、管、文法類專業(yè)）按順序裝訂成一本。4.《畢業(yè)設計(論文) 成績評定冊》一份。5．論文電子文檔[由各學院收集保存]。學生送交全部文件日期學生（簽名）指導教師驗收（簽名）小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）第一章 緒論1.1 設計的背景和意義我國是一個發(fā)展中國家，在其遼闊的土地上正在進行大規(guī)模的經(jīng)濟建設，這就需要大量的土石方施工機械為其服務，而液壓挖掘機是最重要的一類土石方施工機械。它正以其適應性強、作業(yè)效率高等優(yōu)越性越來越受到施工單位的重視。因此，在我國存在著一個巨大的液壓挖掘機的現(xiàn)實市場和更為巨大的潛在市場。近年來，我國液壓挖掘機的產(chǎn)量在不斷增加，1994 年全國液壓挖掘機產(chǎn)量為 2010臺，1995 年為 2366 臺，1996 年產(chǎn)量達到 3104 臺，1997 年為 3341 臺，1998 年產(chǎn)量達到 4021 臺，而 1999 年全國液壓挖掘機產(chǎn)量近 6000 臺，比 1998 年增長近40％。從 1994 年到 1999 年近 5 年時間，全國液壓挖掘機產(chǎn)量翻了兩番。另一方面，現(xiàn)在廣大用戶，各級施工單位對液壓挖掘機在施工作業(yè)中的重要性或不可缺少性認識越來越清晰，用液壓挖掘機在眾多場合替代裝載機、推土機進行施工作業(yè)的合理性也越來越明顯。因此，可以肯定液壓挖掘機的發(fā)展空間很大。隨著國家經(jīng)濟建設的不斷發(fā)展，液壓挖掘機的需求量將逐年大幅度增長?？梢灶A料，今后幾年我國液壓挖掘機行業(yè)將會有一個很大的發(fā)展，液壓挖掘機的年產(chǎn)量將會以高于 20％的速度增長。國內(nèi)市場，主要由以下諸多領域組成：首先是交通運輸工業(yè)領域，其次是能源工業(yè)領域，第三個領域是原材料工業(yè)領域。科學在發(fā)展，社會在進步，對挖掘機的各方面的性能的要求也在不斷的提高 。國內(nèi)外各個生產(chǎn)廠家都在積極采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)來提高其性能。例如德國阿特拉斯公司生產(chǎn)的挖掘機裝有新型的發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)裝置，使挖掘機按最適合其作業(yè)要求的速度來工作；美國林肯貝爾特公司新 C 系列 LS-5800 型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統(tǒng)，可自動調(diào)節(jié)流量，避免了驅(qū)動功率的浪費。還安裝了 CAPS（計算機輔助功率系統(tǒng)），提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能。液壓挖掘機主要由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、工作裝置、行走裝置和電氣控制等部分組成。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(zhuǎn)動都用往復式雙作用液壓缸控制。工作裝置是液壓挖掘機的重要組成部分，直接影響著挖掘機械的工作狀態(tài)，本畢業(yè)設計將圍繞液壓挖掘機的工作裝置來進行，以推動國內(nèi)挖掘機行業(yè)的迅速發(fā)展。1.2 挖掘機的行業(yè)現(xiàn)狀自 20 世紀 90 年代以來，中國經(jīng)濟快速發(fā)展，中國工程機械行業(yè)也步入了快速發(fā)展期。近幾年來，小型工程機械作為后起之秀，在施工中，開始部分取代中大型機械的位置，受到用戶的普遍歡迎。目前，我國小型挖掘機市場正處在高速發(fā)展階段。隨著我國城鎮(zhèn)化進程向深度和廣度的發(fā)展，道路和市政設施的修繕維護及城市小型工程項目的增多，其工程業(yè)務量占社會施工總量的比重越來越大。據(jù)測算，一臺 10 噸位小型挖掘機的作業(yè)效率可以替代 30～50 個勞動力，極大地降低了施工成本和管理成本，使得多功能小型挖掘機的需求量不斷上升。2002第 1 頁 共 66 頁年行業(yè)銷售量只有 1400 多臺，到 2006 年達到了 1.7 萬余臺，到 2007 年就已經(jīng)達到了 2 萬余臺，增長了十幾倍，2008 年剛剛過去幾個月，就已經(jīng)呈現(xiàn)出了長足增長的態(tài)勢。許多國外企業(yè)在中國加大投資，進軍小挖產(chǎn)業(yè)正是他們看好中國工程機械市場的具體表現(xiàn)。從市場份額來講，國內(nèi)小型挖掘機主要還是以斗山、現(xiàn)代、小松、日立等日韓品牌為主，約占行業(yè)銷量的一半以上。本土小型挖掘機經(jīng)過山河智能 、玉柴等供應商多年的努力，正在逐步擴大市場占有率，目前中國本土小挖企業(yè)市場份額每年都在大幅攀升。近幾年，小型挖掘機市場持續(xù)強力增長，特別是在出口方面，小型挖掘機對我國工程機械行業(yè)出口市場起到了一定引領作用。我國本土小型挖掘機質(zhì)優(yōu)價廉，性價比方面具有比較高的優(yōu)勢，受到海外市場的普遍青睞。2007 年我國小型挖掘機市場銷量首次突破 2 萬臺大關(guān)，其中近 20％左右小挖銷量是出口海外市場的，其中國內(nèi)某些小挖制造商的出口比例達到 40％以上，甚至某些企業(yè)生產(chǎn)的小型挖掘機全部用來出口，滿足海外市場的需求。目前出口正成為拉動國內(nèi)小型挖掘機行業(yè)業(yè)績增長的一個主要動力，前景十分看好。1.3 挖掘機的技術(shù)發(fā)展趨勢從 20 世紀后期開始，挖掘機的生產(chǎn)向多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。1）開發(fā)多品種、多功能、高質(zhì)量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農(nóng)田建設的需要，國外發(fā)展了斗容量在 0.25m3以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅在 0.01m3。另外，數(shù)量最多的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置——除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業(yè)架、鉸盤及拉鏟等，以滿足各種施工的需要。與此同時，發(fā)展專門用途的特種挖掘機 ，如低比壓、低嗓聲、水下專用和水陸兩用挖掘機等。2）迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區(qū)或水下作業(yè)采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結(jié)合，實現(xiàn)了挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機的全液壓化為其奠定了基礎和創(chuàng)造了良好的前提。3）重視采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。例如，德國阿特拉斯公司生產(chǎn)的挖掘機裝有新型的發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)裝置，使挖掘機按最適合其作業(yè)要求的速度來工作；美國林肯貝爾特公司新 C 系列 LS-5800 型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統(tǒng)，可自動調(diào)節(jié)流量，避免了驅(qū)動功率的浪費。還安裝了 CAPS（計算機輔助功率系統(tǒng)），提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能；日本住友公司生產(chǎn)的 FJ 系列五種新型號挖掘機配有與液壓回路連接的計算機輔助功率控制系統(tǒng)，利用精控模式選擇系統(tǒng)，減少燃油、發(fā)動機功率和液壓功率的消耗，并處長了零部件的使用壽命；德國奧加凱（O&K）公司生產(chǎn)的挖掘機的油泵調(diào)節(jié)系統(tǒng)具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神鋼公司在新型的 904、905、907、909 型液壓挖掘機上采用智能第 2 頁 共 66 頁型控制系統(tǒng)，即使無經(jīng)驗的駕駛員也能進行復雜的作業(yè)操作；德國利勃海爾公司開發(fā)了 ECO（電子控制作業(yè)）的操縱裝置，可根據(jù)作業(yè)要求調(diào)節(jié)挖掘機的作業(yè)性能，取得了高效率、低油耗的效果；美國卡特匹勒公司在新型 B 系統(tǒng)挖掘機上采用最新的 3114T 型柴油機以及扭矩載荷傳感壓力系統(tǒng)、功率方式選擇器等，進一步提高了挖掘機的作業(yè)效率和穩(wěn)定性。韓國大宇公司在 DH280 型挖掘機上采用了EPOS---電子功率優(yōu)化系統(tǒng)，根據(jù)發(fā)動機負荷的變化，自動調(diào)節(jié)液壓泵所吸收的功率，使發(fā)動機轉(zhuǎn)速始終保持在額定轉(zhuǎn)速附近，即發(fā)動機始終以全功率運轉(zhuǎn)，這樣既充分利用了發(fā)動機的功率、提高挖掘機的作業(yè)效率，又防止了發(fā)動機因過載而熄火。4）更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家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(shù)、疲勞強度分析方法等先進技術(shù)應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產(chǎn)品的優(yōu)質(zhì)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(chǎn)品失效和更新的理論。日本制定了液壓挖掘機構(gòu)件的強度評定程序，研制了可靠性住處處理系統(tǒng)。在上述基礎理論的指導下，借助于大量試驗，縮短了新產(chǎn)品的研究周期，加速了液壓挖掘機更新?lián)Q代的進程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機的運轉(zhuǎn)率達到 85%-95%，使用壽命超過 1 萬小時。5）加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結(jié)構(gòu)和傾翻保護結(jié)構(gòu)的駕駛室，安裝可調(diào)節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。6）進一步改進液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)轉(zhuǎn)變的明顯趨勢。因為變量系統(tǒng)在油泵工作過程中，壓力減小時和增大流量變化，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機可經(jīng)常性地充分利用油泵的最大功率。當外阻力增大時則減少流量（降低速度），使挖掘力成倍增長率加 ；采用三回路液壓系統(tǒng)。產(chǎn)生三個互不影響的獨立工作運動。實現(xiàn)與回轉(zhuǎn)達機械的功率匹配。將第三泵在其他工作運動上接通，成為開式回路第二個獨立的快速運動。此外，液壓技術(shù)在挖掘機上普遍使用，為電子技術(shù)、自動控制技術(shù)在挖掘機的應用與推廣創(chuàng)造了條件。7）迅速拓展電子化、自動化技術(shù)在挖掘機上的應用。20 世紀 70 年代，為了節(jié)省能源消耗和減少對環(huán)境的污染，使挖掘機的操作輕便和安全作業(yè)，降低挖掘機口音，改善駕駛員工作條件，逐步在挖掘上應用電子和自動控制技術(shù)。隨著對挖掘機的工作效率、節(jié)能環(huán)保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了機電一體化在挖掘機上的應用，并使其各種性能有了質(zhì)的飛躍 。20 世紀 80 年代，以微電子技術(shù)為核心的高新技術(shù)，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術(shù)在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現(xiàn)代化的重要標志，亦即目前先進的挖掘機上設有發(fā)動機自動怠速及油門控制系統(tǒng)、功率優(yōu)化系統(tǒng)、工作模式控制系統(tǒng)、監(jiān)控系統(tǒng)等電控系統(tǒng)。1.4 存在問題我國小挖發(fā)展態(tài)勢良好，但依然存在很多問題。一、國內(nèi)企業(yè)技術(shù)水平、質(zhì)量、可靠性參差不齊，僅有少數(shù)企業(yè)質(zhì)量技術(shù)水平與國際先進水平接近，這主要是國內(nèi)大部分企業(yè)的體系建設相對落后所致。國內(nèi)第 3 頁 共 66 頁眾多的小型挖掘機制造企業(yè)普遍存在機制、資金、人才、管理等綜合實力不足的現(xiàn)象，難以形成核心競爭力和規(guī)?；l(fā)展。目前小型挖掘機零部件國產(chǎn)化率達到70％，占采購成本的 50％。各大挖掘機制造商背后都有世界知名的零部件商作技術(shù)支撐，零部件技術(shù)的進步帶動整機性能和可靠性的提高。小型挖掘機的液壓系統(tǒng)中泵、閥、馬達等關(guān)鍵技術(shù)、工藝和知識產(chǎn)權(quán)基本掌握在日本、德國等少數(shù)國家的廠商手中，采購成本約占據(jù)了整機成本的 40％。與挖掘機相配套的小型發(fā)動機技術(shù)也掌握在日本、美國、德國等發(fā)達國家手中。隨著國內(nèi)小挖市場的持續(xù)升溫，國產(chǎn)小挖關(guān)鍵配套件缺失的矛盾進一步升級。制約我國工程機械品質(zhì)提升的一個重要因素，就是基礎配套件的落后以及上游供應鏈的薄弱。迫于競爭的加劇，挖掘機制造企業(yè)對配套件質(zhì)量的要求越來越高，國產(chǎn)小挖企業(yè)幾乎都選擇進口的關(guān)鍵零部件。從國外進口零部件，不僅供貨期不能保證，導致企業(yè)無法進一步提高產(chǎn)量。同時，從國外采購的全套液壓系統(tǒng)，占到了整機成本的 30％ ，而且價格沒有商量的余地。加上售前、售后服務不到位等因素，大大制約了國產(chǎn)小挖的快速發(fā)展。二、進口二手挖掘機對國內(nèi)小型挖掘機行業(yè)的影響也很大。目前國內(nèi)存在大量進口的二手設備，以挖掘機數(shù)量最為巨大，其中包括了相當比例的小型挖掘機，對國內(nèi)本行業(yè)的發(fā)展產(chǎn)生了相當大的沖擊。第 4 頁 共 66 頁第二章 液壓挖掘機反鏟工作裝置結(jié)構(gòu)方案設計2.1 引言單斗液壓挖掘機是裝有一只鏟斗并采用液壓傳動進行挖掘作業(yè)的機械。它是目前挖掘機械中重要的機種之一。單斗液壓挖掘機的作業(yè)過程是以鏟斗(一般裝有斗齒)的切削刃切削土壤并將土裝入斗內(nèi)，斗滿后提升。回轉(zhuǎn)至卸上位置進行卸土，卸空后鏟斗再轉(zhuǎn)回并下降到地面進行下一次挖掘。當挖掘機挖完一段土后，機械移動一段距離，以便繼續(xù)作業(yè)。因此單斗液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的自行式土方機械。2.2 液壓挖掘機的基本組成分析與工作原理單斗液壓挖掘機為實現(xiàn)周期性作業(yè)的要求，設有下列基本組成部分:工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置、動力裝置、傳動操縱機構(gòu)、行走裝置和輔助設備等。常用的全回轉(zhuǎn)式(轉(zhuǎn)角 >3600)挖掘機，其動力裝置、傳動機構(gòu)的主要部分、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、輔助設備和駕駛室等都在轉(zhuǎn)臺上，稱上部轉(zhuǎn)臺。因而這種挖掘機也可概括為由工作裝置、上部轉(zhuǎn)臺和行走裝置三大部分組成，而挖掘機的基本性能決定于各部分的構(gòu)造、性能及其綜合的效果。圖 2-1 為液壓挖掘機基本組成及傳動示意圖，如圖所示，柴油機驅(qū)動液壓泵 ，操縱分配閥，將高壓油送給各液壓執(zhí)行元件(液壓缸或液壓馬達)驅(qū)動相應的機構(gòu)進行工作。液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構(gòu)原理，各部分的運動通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)。反鏟工作裝置由鏟斗 1、斗桿 2、動臂 3、連桿 4 及相應的三組液壓缸 5. 6. 7組成。動臂下鉸點鉸接在轉(zhuǎn)臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉(zhuǎn)動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉(zhuǎn)動;而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉(zhuǎn)動。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮;動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸土。卸完后 ，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同 ，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程?？傊?，液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度，鏟斗可實現(xiàn)有限的平面轉(zhuǎn)動，加上液壓馬達驅(qū)動回轉(zhuǎn)運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走馬達驅(qū)動行走(移位)，使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖掘作業(yè)的要求。第 5 頁 共 66 頁0）圖 2-1 液壓挖掘機基本組成及傳動示意圖1-鏟斗 2 斗桿 3-動臂 4-連桿 5、6、7-液壓油缸Ⅰ-挖掘裝置 Ⅱ-回轉(zhuǎn)裝置 Ⅲ-行走裝置2.3 反鏟工作裝置結(jié)構(gòu)設計方案工作裝置是液壓挖掘機的主要組成部分之一。反鏟裝置是中小型液壓挖掘機的主要工作裝置，也是建筑型挖掘機的主要工作裝置。2.3.1 結(jié)構(gòu)形式及結(jié)構(gòu)特點(1)動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式由于整體式彎動臂結(jié)構(gòu)簡單、價廉，剛度相同時結(jié)構(gòu)重量較組合式動臂輕，并且有利于得到較大的挖掘深度，故該反鏟液壓挖掘機采用整體式彎動臂。同時采用整體式可調(diào)節(jié)斗桿以增大作業(yè)適應性。(2)動臂及斗桿油缸的布置動臂油缸裝于動臂的前下方，下支承點設在轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)中心之前，并稍高于轉(zhuǎn)臺平面。兩動臂油缸活塞桿分別鉸接動臂兩側(cè)，在結(jié)構(gòu)上有加筋保證強度。而斗桿油缸鉸接于動臂上端，活塞桿鉸接于斗桿大端。(3)鏟斗與鏟斗油缸的連接方式鏟斗油缸通過搖桿和連桿與鏟斗相連，它們與斗桿一起組成六連桿機構(gòu)，因此較四連桿連接方式在相同的油缸行程下能得到較大的鏟斗轉(zhuǎn)角，改善了機構(gòu)的傳動特性。(4)鏟斗的結(jié)構(gòu)特點由于鏟斗的作業(yè)對象繁多，作業(yè)條件也不同，鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大。采用切削前緣齊平，帶側(cè)齒，側(cè)壁微凸形鏟斗以增大對巖石的作業(yè)效果。2.3.2 結(jié)構(gòu)設計方案的選擇第 6 頁 共 66 頁裝置設計）反鏟方案選擇的主要依據(jù)是設計任務書規(guī)定的使用要求，據(jù)以決定工作裝置是通用或是專用的。以反鏟為主的通用裝置應保證反鏟使用要求，并照顧到其他裝置的性能。專用裝置應根據(jù)作業(yè)條件決定結(jié)構(gòu)方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時，照顧其他條件的性能。反鏟裝置總體方案的選擇包括以下方面：(1)動臂及動臂油缸的布置確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式或整體式動臂的形狀。確定動臂油缸的布置為懸掛式或是下置式。本設計采用整體式動臂，動臂彎角 a1?? 150? (其推薦范圍：150°～170°)，動臂油缸采取下置式布置。(2)斗桿及斗桿油缸的布置確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調(diào)節(jié)。本設計采用整體式斗桿，不采用變鉸點調(diào)節(jié)。(3)確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數(shù) k1?? l1 l 2 。對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗桿之間的長度比可在很大范圍內(nèi)選擇。一般當 k1>2 時稱為長動臂短斗桿方案，當 k1<1.5 時屬于短動臂長斗桿方案。k1在 1.5-2 之間稱為中間比例方案。本設計特性參數(shù) k1?? l1 l 2 =1.46，從作業(yè)范圍來看，在挖高、挖深、挖掘半徑均相同的條件下，k1 越大，工作范圍越窄。從挖掘方式來看，k1 大宜用于斗桿挖掘為主，因其剛度易保證。而 k1 值小宜用于鏟斗挖掘為主等。(4)確定配套鏟斗的種類，斗容量及其主要參數(shù)。根據(jù)設計要求本設計選定其斗容量為 0.2m3。2.4 本章小結(jié)本章首先介紹了液壓挖掘機的整體組成及工作原理，重點分析了反鏟工作裝置結(jié)構(gòu)組成和工作特點，然后分別對各機構(gòu)進行結(jié)構(gòu)方案的選擇，以便借助于電子計算機及相關(guān)資料進行方案比較和參數(shù)選擇。第 7 頁 共 66 頁參數(shù)分類機構(gòu)參數(shù)組成鏟斗 斗桿 動臂 機體符號意義小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）第三章 工作裝置的主要參數(shù)選擇及驗算3.1 工作裝置的設計原則與參數(shù)說明反鏟裝置的合理設計問題至今尚未理想的解決。以往多按經(jīng)驗，采取統(tǒng)計和作圖試湊的方法，現(xiàn)在盡可能采用數(shù)解分析方法，并利用電子計算機輔助設計。3.1.1 工作裝置的設計原則設計合理的工作裝置應滿足下列要求：(1)主要工作尺寸及作業(yè)范圍能滿足使用要求。在設計通用反鏟裝置時要考慮與同類型，同等級及其相比的先進性，考慮國家標準的規(guī)定，并注意到運動參數(shù)受結(jié)構(gòu)碰撞限制等的可能性。(2)整機挖掘力的大小及其分布情況應滿足使用要求，并具一定的先進性。(3)功率利用情況盡可能好，理論工作循環(huán)時間盡可能短。(4)確定鉸點布置，結(jié)構(gòu)型式和截面尺寸形狀時盡可能使受力狀態(tài)有利。在保證強度，剛度和連接剛性的條件下盡量減輕結(jié)構(gòu)自重。(5)作業(yè)條件復雜，使用情況多變時應考慮工作裝置的通用性。采用變鉸點構(gòu)件或配套構(gòu)件時要注意分清主次。在滿足使用要求的前提下力求替換構(gòu)件種類少，結(jié)構(gòu)簡單，換裝方便。(6)運輸或停放時工作裝置應有合理的的姿態(tài)，使運輸尺寸小，行駛穩(wěn)定性好。保證安全可靠，并盡可能使油缸卸載或減載。(7)工作裝置油缸設計應考慮三化，采用系列參數(shù)，盡可能減少油缸零件種類，尤其是易損件的種類。(8)工作裝置的結(jié)構(gòu)型式和布置要便于裝拆和維修，尤其應便于易損壞的更換。(9)采用合理措施來滿足特殊使用要求。3.1.2 機構(gòu)自身的幾何參數(shù)機構(gòu)的自身幾何參數(shù)有三類：第一類是決定機構(gòu)運動特性的必要參數(shù)，稱原始參數(shù)，這里主要選擇長度參數(shù)作為原始參數(shù)；第二類是由第一類參數(shù)推算出來的參數(shù)，稱推倒參數(shù)，多為運算中需要的角度參數(shù)；第三類是作方案分析比較所需要的其他特性參數(shù)。反鏟機構(gòu)自身幾何參數(shù)的計算簡圖及相關(guān)符號見圖 3-1所示。表 3-1 反鏟機構(gòu)自身幾何參數(shù)第 8 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）原始參數(shù)L3=QV， l12=MHl13=MN，l14=HNl24=QK，l25=KVl29=KHL2=FQ ， l10=FG ， L1=CF，l6=CDl11=EG, l15=GN ， l7=CB，l8=DFl16=FN l22=BF.l4=CP， l5=CAα9=∠NMH ， α4=∠EFG， α2=∠BCF α11=∠CAP推 α10=∠ KQV α5=∠GNF α3=∠DFC α12=∠ACP導參數(shù)α6=∠GFNα7=∠NQFα8=∠NFQ特 K2=l24/l3， L3 K5=l2/l9， L2 L1 α11性參數(shù)α1=∠CFUσ=L7/L5K1=L1/L2備注L2 為斗桿長 L1 為動臂長α1 為動臂轉(zhuǎn)角下置式圖 3-1 反鏟工作裝置機構(gòu)自身幾何參數(shù)計算簡圖3.2 斗型參數(shù)的選擇第 9 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）斗容量 q，平均斗寬 B，轉(zhuǎn)斗挖掘半徑 R 和轉(zhuǎn)斗挖掘裝滿轉(zhuǎn)角 2? （令2? =? max）是鏟斗的四個主要參數(shù)。R,B 及 2? 三者與 q 之間有以下幾何關(guān)系（3—1）式中 q—標準斗容量即堆尖斗容, q?? 0.2m3 ;B—平均斗寬，查表 2—6，選取 B=750mm；R—轉(zhuǎn)斗挖掘半徑；—土壤松散系數(shù)，取 1.25；—挖掘裝滿角，全面考慮有關(guān)因素，可以取 2? =90o～100o，取 2? =96o。將以上各值代入式(3—1) ，計算得 R?? 790mm?≈ 800mm。鏟斗上兩個鉸點 K 和 Q 的間距 太大將影響鏟斗機構(gòu)的傳動特性，太小則影 響 鏟 斗 結(jié) 構(gòu) 剛 度 ， 一 般 取 特 性 參 數(shù) k 2?? l 24l3? KQQV ? 0.3 ~ 0.38 。取.則 KQ?? 0.375QV ? 0.375?800?? 300mm一般地，取 a10???∠KQV?? 95? ~ 115? ，取 a10?? 10003.3 動臂機構(gòu)參數(shù)選擇確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數(shù) K1?? l1 l2。對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗桿的長度比可以在很大的范圍內(nèi)選擇。由樣機，初選 K1?? 1.46。據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘半徑 R1 值一般與 l1?? l 2?? l3 的和值很接近。因此由要求的R1 ，已定的 l3 和 K1可按下列近似經(jīng)驗公式初選 l1和 l 2 ：l 2?? R1?? l 31? K1 (3—2)l1?? K1l2第 10 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）由原始參數(shù)給定最大挖掘半徑為 R1?? 5500mm ， l3?? R?? 800mm代入公式（3—2）得 l 2 =1810mm， l1=2610mm。動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比 按不同情況選取，以反鏟為主的通用挖掘機要適當顧及其他換用裝置要求在地面以上作業(yè)時有足夠的提升力矩可取K 4 =0.8~1.1。初選 K 4 =0.9。a11的取值對參數(shù)特性 K4 ，最大挖掘深度 H1max 有影響。加大 a11 會使 K 4 減小或使 H1max 增大，這正符合反鏟作業(yè)要求。因此基本用作反鏟的小型機取 a11 ＞60°，有的甚至取 a11＞80° 。初選 a11=80°。根據(jù)液壓系統(tǒng)工作壓力，流量，系統(tǒng)回路，供油方式，工廠制造條件和三化的要求等確定液壓缸的伸縮比λ。增大液壓缸伸縮比 ??1 可以增大動臂的轉(zhuǎn)角? max ，但由于受油缸穩(wěn)定性的限制， ??1 一般取 1.6~1.7。初選動臂液壓缸的伸縮比 ??1 =1.67。由機體尺寸和工作尺寸經(jīng)驗系數(shù)表及線尺寸參數(shù)公式：（3—3）由公式（3—3）可得 l 5=AC=560mm如圖 3—1。第 11 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 3—1 AC 計算簡圖動臂及動臂液壓缸鉸點的幾何關(guān)系可按圖 3—2 用公式表達：由樣機，初選無因次比例系數(shù) ρ=0.5，則由 ???? l 5l1min可得 L1min =1120mm,動臂在上極限位置時由△ CAB1得(3—4）（3—5）圖 3—2 動臂和動臂液壓缸鉸點位置的幾何關(guān)系動臂在下極限位置時由△ CAB 得（3—6）（3—7）又由 △ CAB1得 l 5sin?? L? 1maxsin a ∴ sin???? l5L1maxsin??由 △ CAB 得 l5sin?? L? 1maxsin?? ∴ sin???? l 5L1maxsin??第 12 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）于是動臂在上，下極限位置時液壓缸作用力臂相應為力臂比 K 4?? e ze0? L1max 1?? p 2L1max 1? M 2? 1 1? p 2? 1? M2? 0.9 （3—8）取無因次比例系數(shù) ???? l5L1min， ??? l7L1min，把它們代入式（3—5）和式（3—7） ，得出p?? ? 2???? 2?? 122?? M?? ? 2???? 2????22?? （3—9）將式（3—9）代入式（3—8）得 ??? 1.4由式（3—9）,（3—6）,（3—7）得 l 7?? 1568 mm從△ CAB 和△ CAB1中可以看到 ?? ,?? ,? 之間的關(guān)系：??????? 1.9?????? 1.67 ；??????? 0.9?? 1。符合要求? 大于 ?? ，此時 l7?? l5 。懸掛式動臂連接方案即屬于此類。由式（3—4）和（3—6）得顯然，動臂的擺角為 ?? -??? 84?斗桿液壓缸全縮時?∠CFQ ?? a32?? a8 最大，常選（a32?? a8 ) max?? 160?? ~ 180? 。初選（a32?? a 8 ) max?? 170?。第 13 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）當懸掛式動臂液壓缸全縮，斗桿液壓缸全縮，QV 連線處于垂直狀態(tài)時可以得到最大卸載高度狀態(tài)，如圖 3—3。由圖知最大卸載高度的表達式為：H 3max?? Yc?? sin( a11????1min?? a2 )?? l 2 sin( a32max????1min?? a8?? a11?? a2?? 180? )?? l3(3-10)初選 a1?? 130? ，則圖 3—3 最大卸載高度計算簡圖由正弦定理得， l1sin a1? l 22sin a2，因此 a 2?? 23? , a39?? 180???? a1?? a2?? 27?將以上所得代入式（3—10）可得Y c ?? 780 mm當懸掛式動臂液壓缸全伸，F(xiàn)QV 三點同直線并處于垂直狀態(tài)時可以得到最大挖掘深度狀態(tài)，如圖 3—4。由圖知最大挖掘深度的表達式為：第 14 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 3—4 最大挖掘深度計算簡圖3.4 斗桿機構(gòu)參數(shù)選擇確定斗桿液壓缸的鉸點位置，行程及力臂比時應考慮以下因素：1.保證斗桿液壓缸產(chǎn)生足夠的斗齒挖掘力。一般來說希望液壓缸在全行程中產(chǎn)生的斗齒挖掘力始終大于正常挖掘阻力；液壓缸全伸時的作用力矩應足以支承滿載斗和斗桿靜止不動；液壓缸作用力臂最大時產(chǎn)生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘阻力。2.保證斗桿液壓缸有必要的閉鎖能力。對于以轉(zhuǎn)斗挖掘為主的中小型反鏟，選擇斗桿機構(gòu)參數(shù)時必須注意轉(zhuǎn)斗挖掘時斗桿液壓缸的閉鎖能力，要求在主要挖掘區(qū)內(nèi)轉(zhuǎn)斗液壓缸的挖掘力能得到充分的發(fā)揮。3.保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍大致在 105°~125°之間。在滿足工作范圍和運輸要求的前提下此值應盡可能取的小些。一般說斗桿愈長，其擺角范圍第 15 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）也可稍小。當斗桿液壓缸和轉(zhuǎn)斗液壓缸同時伸出最長時，鏟斗前臂與動臂之間的距離應大于 10cm。斗桿上?∠EFQ 的大小取決于結(jié)構(gòu)因素，并考慮到工作范圍一般在130? ~ 170?之間。本設計取?∠EFQ?? 140?? 。參考國內(nèi)同類機型機器斗桿挖掘力值 ，按要求的最大挖掘力確定斗桿液壓缸的最大作用力臂 。初選斗桿液壓缸缸筒內(nèi)徑為 140mm，桿徑為80mm，伸縮比 ??2?? 1.67?？刹榈茫簤焊椎耐屏?215.46KN，拉力為 145.04KN。e2 max?? l 9??則 e2 max?? l 9??PG max ( l2?? l3 )P240? (1810?? 800 )215.46 ? 484.5mm（3—11）斗桿的擺角在105?～125? 之間，取 ?? 2max?? 110?斗桿液壓缸初始力臂 e20 與最大力臂 e2 max 之比是斗桿擺角 ? 2max 的余弦函數(shù)。設 e20?? e2 Z ，則可見 l9 已定時 ?? 2max 愈大， e20 和 e2 Z 就愈小。如圖 3—5 所示，平均挖掘力也就越小。第 16 頁 共 66 頁2l9sin小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 3—5由圖 3—5，取 e20?? e2 Z ，求得斗桿機構(gòu)參數(shù)計算簡圖l 2min??? 2max2?2??1 ? 1185mml 2max?? 1978.5mml8?? l 22min?? l92?? 2l 2min l 9 cos ?????2 max2 (3—12)將所得結(jié)果代入式(3—12)得挖掘機在最大卸載高度處，斗桿液壓缸全縮,此時3.5 鏟斗機構(gòu)參數(shù)選擇作機構(gòu)參數(shù)選擇時，已知待選的參數(shù)還有 7 個（見圖 3—6）即。第 17 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 3—6 鏟斗機構(gòu)參數(shù)選擇如前所述，鏟斗在挖掘過程中的轉(zhuǎn)角大致為 90°~100°，為了要滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉(zhuǎn)角往往要達到 150°~180°，本設計初選 ? 3max?? 160? 。如圖 3—7 所示，設 l3?? l3 min 時斗齒尖為 V0 ，則V0肯能在 FQ 延長線上，或者在其上側(cè)的 0°~30°處，本設計初選V 0 在其上側(cè) 15°處，此時?⊥ V 0QV1 為仰角。圖 3—7 鏟斗機構(gòu)參數(shù)選擇要求鏟斗液壓缸伸縮比應當在允許的范圍內(nèi)，對鏟斗機構(gòu)可取 ?? 3?? 1 .45 ~ 1 .65 。本設計初選 ??3?? 1.46。由圖得， MM 1?? S?? 517mm ，即轉(zhuǎn)斗液壓缸的行程。則第 18 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）則可測的?∠GFQ?? 60? , GF?? 567mm。由結(jié)構(gòu)確定 G 點位置，必須保證鏟斗六連桿機構(gòu)在 l3 全行程中任一瞬時都不會被破壞，即保證??GFQ ,??GNM 在任何瞬時都成立。l 3 全行程中機構(gòu)都不應出現(xiàn)死點 ，且傳動角應在允許的范圍內(nèi)。在任何瞬間各構(gòu)件之間都不應有干涉，碰撞現(xiàn)象。3.6 本章小結(jié)前述機構(gòu)參數(shù)的選擇計算是初步的。所謂“設計要求” 只考慮了工作尺寸和各油缸的作用力矩及其變化規(guī)律兩方面。接著應考察各油缸作用力矩的均衡性，整機挖掘穩(wěn)定性，整機與地面的附著性，滿足結(jié)構(gòu)和布置的可能性等，以綜合比較各初選方案，從而確定最佳的機構(gòu)參數(shù)。第 19 頁 共 66 頁斗容 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸0.2 0.223 0.179 0.086 0.055 0.051 0.017 0.055小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）第四章 液壓挖掘機反鏟工作裝置受力分析4.1 引言本章主要討論液壓挖掘機反鏟裝置設計計算時工況及計算位置的選擇，載荷的分析和計算圖式等。工作裝置主要由鏟斗，斗桿，動臂以及連桿機構(gòu)的各種工作由缸組成。對這些結(jié)構(gòu)件的分析計算，首先應確定各結(jié)構(gòu)的最不利工況，即在這工況下對某一結(jié)構(gòu)件可能出現(xiàn)的最大應力，以這工況作為設計該結(jié)構(gòu)的依據(jù)，也就是強度設計中計算位置的選擇，計算圖式和載荷的確定問題。由于影響挖掘機挖掘力的因素很多，如三個工作油缸的匹配，整機穩(wěn)定問題等，并且同樣的反鏟裝置還有較多的形式，因此對計算位置的選擇，看法很不一致，更無統(tǒng)一的規(guī)定。隨著電子計算機的普及應用，目前已有可能對挖掘機的所有工況及其挖掘過程中指定的千百個位置進行作用力分析和對各結(jié)構(gòu)件進行較多的可能危險斷面進行應力計算，再結(jié)合樣機的應力測試，使工作裝置的結(jié)構(gòu)設計有可能得到比較可靠而又經(jīng)濟的結(jié)構(gòu)尺寸和形狀。4.2 動臂液壓缸的作用力計算動臂液壓缸應保證反鏟作業(yè)過程中在任何位置上都能提起帶有滿載鏟斗的工作裝置達到最高和最遠的位置?？蛇x用三個計算位置：1.從最大挖掘深度處提起滿載斗（圖 4—1 a）2.最大挖掘半徑時舉起滿載斗（圖 4—1 b）3.最大卸載高度時提起滿載斗（圖 4—1 c）根據(jù)斗容量查參考資料確定工作裝置各部分重量：表 4-1 反鏟裝置的構(gòu)造近似質(zhì)量表4.2.1.從最大挖掘深度處提起滿載斗表 4-2 最大挖掘深度處各重量的近似力臂值表（mm ）土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂第 20 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）1703 1253 2163 1873 1613 2323 2093 743 429由 有：圖 4—1 動臂液壓缸的作用力計算簡圖第 21 頁 共 66 頁土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂4050 1200 3010 4340 1540 3830 4540 490 542土 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 力臂3953 773 2393 4153 943 3043 4063 193 403小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）4.2.2.從最大挖掘半徑處提起滿載斗表 4-3 最大挖掘半徑處各重量的近似力臂值表（mm ）由 M c?? 0 有：4.2.3.從最大卸載高度處提起滿載斗表 4-4 最大卸載高度處各重量的近似力臂值表（mm ）由 M c?? 0 有：4.3 液壓缸的閉鎖壓力計算確定合理的液壓缸閉鎖能力是保證挖掘力得到充分發(fā)揮的條件之一。在挖掘范圍內(nèi)當工作裝置處于不同位置時各液壓缸所受到的被動作用力值也不同，要全面地確定各位置下的液壓缸被動作用力，既很繁瑣，又無必要。一般常選定幾個反鏟作業(yè)主要工況作為計算位置來計算各液壓缸應有的閉鎖力，使之在該工況下不發(fā)生液壓缸被動回縮或伸長的現(xiàn)象，從而保證了工作液壓缸作用力的發(fā)揮。根據(jù)參考資料初選動臂液壓缸一支，缸徑 140mm，桿徑 80mm。則動臂液壓缸大腔推力 246.2KN，動臂液壓缸小腔推力 165.8KN，初選斗桿液壓缸一支，缸徑 100mm，桿徑 50mm。則斗桿液壓缸大腔推力 125.6KN，斗桿液壓缸小腔推力 94.2KN，第 22 頁 共 66 頁233 269 215 127 174 1487 1677 1873 2000 1233 3927 253 429 418小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）初選鏟斗液壓缸一支，缸徑 100mm，桿徑 50mm。則鏟斗液壓缸大腔推力 125.6KN，鏟斗液壓缸小腔推力 94.2KN，為確定各液壓缸的閉鎖壓力，選用以下三個計算位置：1.動臂處于最低位置，斗桿呈垂直狀態(tài)，轉(zhuǎn)斗挖掘，其作用力臂為最大（圖 4—2）。因此鏟斗液壓缸產(chǎn)生的挖掘力為最大，挖掘阻力對動臂鉸點 C，斗桿鉸點 F 所造成的力矩均接近最大值，而動臂液壓缸的力臂值為最小。表 4-5 第一種工況時各作用力的近似力臂值表（mm ）轉(zhuǎn)斗液壓缸挖掘力 可通過對 Q 點的力矩平衡方程求得：從可能出現(xiàn)的最不利的情況出發(fā)，假設存在法向阻力，其值取各力對 F 點取矩，可得到斗桿液壓缸所受的被動作用力 ＇第 23 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 4—2 第一種工況液壓缸閉鎖壓力計算簡圖其中， G2 —斗桿，轉(zhuǎn)斗液壓缸及連桿機構(gòu)總重＇使斗桿液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 125.6KN，而小于 ＇=128KN，顯然液壓缸會回縮。為了防止液壓缸回縮，限壓閥的調(diào)定壓力應高于液壓缸工作壓力，超出的百分比為：第 24 頁 共 66 頁248 282 300 133 448 318 2620 2448 2268 1233 1676 4621 429 480小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）同樣對動臂在平臺上的支撐點 C 取矩，求得動臂液壓缸所受的被動作用力 P1 ＇＇使動臂液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 246.2KN，而小于 ＇=249.7KN，顯然液壓缸會回縮。為了防止液壓缸回縮，限壓閥的調(diào)定壓力應高于液壓缸工作壓力，超出的百分比為：2.動臂處于最低位置，斗桿與動臂鉸點 F，斗與斗桿鉸點 Q，斗齒尖 V 三點共線 ，斗桿挖掘，其作用力臂最大（圖 4—3）。這種情況下斗桿液壓缸產(chǎn)生最大挖掘力 ，挖掘阻力對動臂鉸點 C 的力矩接近最大值，而動臂液壓缸的力臂值為最小。表 4-6 第二種工況時各作用力的近似力臂值表（mm ）同理，對 F 點取矩得仍取W 2?? 0.2W1?? 0.2?? 22.6?? 4.52KN第 25 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 4—3 第二種工況液壓缸閉鎖壓力計算簡圖對動臂在平臺上的支撐點 C 取矩：P1 ＇使動臂液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 246.2KN，而大于 P1 ＇=236.72KN，顯然能鎖住。第 26 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）富余的百分比為：各力對 Q 點取矩，可得到鏟斗液壓缸所受的被動作用力 P3 ＇：P3＇使鏟斗液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 125.6KN，而大于 P1 ＇=98KN，顯然能鎖住。富余的百分比為：3.動臂處于最低位置，挖掘深度最大，F(xiàn)、Q、V 三點共線，鏟斗挖掘，要求能克服平均挖掘阻力（圖 4—4）。在這種挖掘狀態(tài)下，挖掘阻力對動臂鉸點 C 必將造成最大的挖掘阻力矩。它會要求液壓缸缸徑加大，或閉鎖力過分增高，這種過分要求被認為是不合理的。因此在這種位置挖掘時要求只克服平均挖掘阻力。首先計算最大挖掘阻力：W1max?? C[ R (1? cos? max)]l35 BAZX?? D （4—1）式中 C —土壤硬質(zhì)系數(shù)。對于 III 級土宜取 C?? 90 ~ 150 ,取 C=100。—鏟斗與斗桿鉸點到斗齒齒距離，單位為 cm。取 R?? l 3?? 80cm 。? 2max —挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半， ? max?? 48?B —切削刃寬度影響系數(shù)， B?? 1? 2.6b ， b 為鏟斗平均寬度，單位為 m。。A —切削角變化影響系數(shù)，取 A?? 1.3?！返膫?cè)壁厚度影響系數(shù)，初選 X?? 1 .15cm 。Z —帶有斗齒的系數(shù)， Z=0.75。第 27 頁 共 66 頁248 279 299 70 140 2610 2069 2000 1233 2000 3940 429 484小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）D—切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容大小在 D=10000~17000N 的范圍內(nèi)選取，斗容小于 0.25m3 時，D 應小于 10000N。取 D=8000N。鏟斗平均挖掘阻力：取W1J?? 30kN表 4-7 第三種工況時各作用力的近似力臂值表（mm ）對動臂在平臺上的支撐點 C 取矩：p1 ＇使動臂液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 246.2KN，而小于 p1 ＇=281.4KN，顯然液壓缸會回縮。為了防止液壓缸回縮，限壓閥的調(diào)定壓力應高于液壓缸工作壓力，超出的百分比為： P1'?? P1P1? 281.4?? 246.2246.2 ? 100?????? 14.3????第 28 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 4—4 第三種工況液壓缸閉鎖壓力計算簡圖同理，對 F 點取矩得：P2＇使斗桿液壓缸受壓縮（液壓缸的大腔為高壓腔）。假設此時限壓閥調(diào)定壓力等于液壓缸的工作壓力，則大腔的閉鎖力等于其作用力 125.6KN，而小于 P2 ＇=150.9KN，顯然液壓缸會回縮。第 29 頁 共 66 頁液壓缸種類液壓缸參數(shù) 液壓缸閉鎖壓力（Mp）只數(shù)缸徑 桿徑 行程 大腔推力 第Ⅰ工況 第Ⅱ工況 第Ⅲ工況mm KN 閉鎖壓力超壓 閉鎖壓力超壓 閉鎖壓力超壓動臂缸 1 140 80 750 246.2 16.22 1.4% 15.38 3.8% 18.28 14.3%斗桿缸 1 100 50 794 125.6 16.31 1.9% ─ ＿ 19.22 20.1%轉(zhuǎn)斗缸 1 100 50 517 125.6 ─ ─ 12.49 -22% ─ ─小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）為了防止液壓缸回縮，限壓閥的調(diào)定壓力應高于液壓缸工作壓力，超出的百分比為：表 4-8 液壓缸閉鎖力計算結(jié)果匯總表4.4 本章小結(jié)從反鏟挖掘機的工作原理分析可知，它是靠油缸力來進行挖掘工作的，而且為了克服鏟斗上的阻力矩，各個工作油缸在各個位置上必須要提供最大的推力。其工作過程可分為挖掘過程和提升過程，其中挖掘工作是由鏟斗油缸或斗桿油缸完成的，提升工作由動臂油缸完成。挖掘力是衡量挖掘機反鏟裝置性能的重要性能指標之一，挖掘力又可以分為工作油缸的理論挖掘力、整機理論挖掘力和整機實際挖掘力，本章主要計算的是動臂，斗桿及鏟斗與各油缸之間的作用力。第 30 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）第五章 液壓挖掘機反鏟工作裝置強度分析5.1 引言液壓挖掘機反鏟工作裝置的主要構(gòu)件一般由不同厚度的進口 16Mn 鋼焊接而成，該鋼材綜合性能、焊接性及低溫韌性、冷沖壓及切削性均好很好，但缺口敏感性較碳鋼差，價廉，廣泛用于大型船舶、車輛、橋梁、鍋爐、壓力容器、起重及礦山設備、電站及承受動負荷等的焊接結(jié)構(gòu)，材料的性能決定了挖掘機的工作尺寸，并影響挖掘機的工作性能和整體穩(wěn)定性。但對于挖掘機這種復雜動作的機械來說，每一個姿態(tài)下的受力情況都相差很大，因而對不同姿態(tài)工作裝置的建模存在很大差異。以下將不同的姿態(tài)位置對工作影響較大的受力及計算結(jié)果加以比較，來檢驗工作裝置的強度。其相關(guān)材料性能如表 5-1 所示：表 5-1 16Mn 鋼的有關(guān)材料屬性表5.2 有限元法分析簡介挖掘機的有限元分析是伴隨著有限元理論和有限元軟件的廣泛應用而迅速發(fā)展起來的，特別是自 20 世紀八十年代以來，隨著國外幾種商用有限元軟件進入我國挖掘機有限元分析的研究已初具規(guī)模。在眾多有限元軟件中，比較可靠的有國外的 Ansys,NASTRAN,MOCAL,ALGOR 等，國內(nèi)真正通用的還幾乎沒有，所能做到的只是一些用于某種單元或是某個機構(gòu)的有限元分析。有限元的分析:自國外幾家大型有限元軟件在我國投放以來，有限元分析在很多領域得到應用。其中有很多是挖掘機的有限元分析?？偟膩碚f，這類分析主要集中在對某些部件的研究上。對整體機構(gòu)進行有限元分析既可以提高我國設計能力和設計水平，反過來也可以利用有限元分析解決挖掘機在使用中出現(xiàn)的問題?？傊?，由于有限元單元法在我國應用比較晚，且主要集中在力學領域，因此對挖掘機的有限元分析還存在一定的局限性?？梢灶A見，隨著大型和超大型挖掘機的不斷涌現(xiàn)，合理地設計各構(gòu)件更加重要。本論文利用大型有限元軟件 Ansys對履帶式單斗液壓挖掘機的整個工作機構(gòu)進行了有限元分析。5.3 不同工況下姿態(tài)的選取原則5.3.1 鏟斗最高位置處的姿態(tài)第 31 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 5-1 鏟斗最高位置鏟斗最高位置出現(xiàn)在動臂油缸全伸，斗桿油缸和鏟斗油缸全縮時，如圖 5-1所示。目的是為了檢驗卸載或空載過程中，工作裝置發(fā)生抖動時對機構(gòu)強度和頻率的影響，通常利用激勵法驗證工作機構(gòu)的固有頻率也常選擇此位置來測試。5.3.2 最高卸載位置處的姿態(tài)圖 5-2 最高卸載位置當工作裝置處于最高卸載高度處，此時動臂與斗桿油缸全縮，鏟斗處在垂直工作地面向下的位置，如圖 5-2 所示。該位置挖掘機工作裝置先滿斗上升，到卸載位置處開始卸載，其目標是使裝載車達到盡可能多的物料裝載.其中涉及的運動包括，上升過程的加速與減速，卸載過程的抖動卸料及卸載完后的加速下降.因此，該位置可以用以檢驗受沖擊時工作裝置受到的影響，是求解與驗證工作裝置動強度和應力的良好位置，也是驗證物體能否發(fā)生共振的一個重要位置。5.3.3 停機面最大挖掘半徑處的姿態(tài)圖 5-3 停機面最大挖掘半徑在挖掘機的設計規(guī)范中，最大挖掘半徑是評價挖掘能力的主要標準之一，它決定著挖掘機的挖掘范圍.因而，在設計時，技術(shù)人員必須考慮清楚該位置的受力情況。該位置出現(xiàn)在斗桿油缸全縮，鏟斗齒尖、斗桿與鏟斗鉸接點及斗桿與斗桿油缸鉸接點這三點處于同一直線上，且大臂油缸縮進使鏟斗齒尖處于地面上，如圖 5-3 所示。在該位置處，工作裝置下落時，挖掘機將會產(chǎn)生很大的沖擊力，在挖掘的過程中也將受到很大的土壤阻力。因此考慮此位置的受力與沖擊將是力學分析和強度檢驗的一項重要內(nèi)容。5.3.4 最深挖掘位置處的姿態(tài)第 32 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 5-4 最深挖掘位置此位置出現(xiàn)在動臂油缸全縮，斗桿與斗桿油缸鉸接點、斗桿與鏟斗鉸接點及鏟斗齒尖在同一直線上且垂直于挖掘面，如圖 5-4 所示。該位置處，鏟斗中物料較多，土壤挖掘阻力較大，大臂、斗桿與鏟斗的受力都很大，同時該位置也是用于計算斗桿與鏟斗的危險情況的典型受力位置。因而，此位置也是整個力學分析中較為重要的一個姿態(tài)。5.3.5 油缸全縮位置處的姿態(tài)圖 5-5 油缸全縮位置油缸全縮位置出現(xiàn)在動臂油缸、斗桿油缸及鏟斗油缸全縮時，如圖 5-5 所示 。該位置也是當前挖掘機設計規(guī)范中的一個重要指標，選擇此位置，用于檢驗在不同挖掘角下，挖掘阻力對工作裝置的影響。5.3.6 動臂、斗桿最大受力位置處的姿態(tài)圖 5-6 動臂、斗桿最大受力位置動臂、斗桿最大受力位置出現(xiàn)在動臂油缸全縮，斗桿與斗桿油缸鉸接點、斗桿與鏟斗鉸接點及鏟斗齒尖在同一直線上且垂直斗桿油缸，如圖 5-6 所示。據(jù)計算，此位置對動臂與斗桿都產(chǎn)生最大的力矩，是動臂和斗桿出現(xiàn)危險截面處的工況。相同挖掘力作用時，對動臂、斗桿產(chǎn)生的作用力最大。對此位置進行強度及第 33 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）模態(tài)分析有利于檢驗動臂與鏟斗的最大變形與最大受力，從中得出動臂破壞的原因。5.4 各姿態(tài)的強度分析5.4.1 鏟斗最高位置的強度分析(1)單元劃分：工作裝置鏟斗最高位置，而且挖掘機按最大旋轉(zhuǎn)速度和最大角加速度工作。這時建立的有限元模型中，其節(jié)點的總數(shù)為 4944 個，單元的總數(shù)為 7388 個。單元的類型有三角形，四邊形等單元。(2)受力分布：對此位置受力分析時，考慮的力有：工作裝置的重力和工作裝置上升的慣性力。風載荷和各桿之間的摩擦力作用與上述兩種力相比很小，可經(jīng)忽略。(3)計算結(jié)構(gòu)與分析：經(jīng)分析得到的最大變形為 12.1mm，如圖 5-7 所示，最大應力為 86.3MPa，如圖 5-8 所示。與許用應力 345MPa 相比，此工況下工作裝置的受力是安全的。圖 5-7 最大變形云圖 圖 5-8 最大應力云圖5.4.2 最高卸載位置的強度分析(1)單元劃分：在工作裝置處于最高卸載位置時，建立有限元模型圖，劃分的節(jié)點總數(shù)為 6438 個，單元總數(shù)為 9603 個。(2)受力分析：對其施加力，這時的力主要是各構(gòu)件的自重，物料的重量及滿斗時卸載過程的沖擊力和旋轉(zhuǎn)時兩者的慣性力，忽略風載，摩擦等。(3)計算結(jié)果與分析：(3-1)在重力的作用下，工作裝置的最大變形出現(xiàn)在鏟斗與連桿機構(gòu)相鉸接的地方，且最大變形量為 42.3mm，此時的位移變形如圖 5-9 所示。(3-2)在重力與旋轉(zhuǎn)角速度的作用下，工作裝置的最大變形出現(xiàn)在鏟斗與連桿機構(gòu)相鉸接的地方，且最大變形量為 49.1mm，此時的位移變形如圖 5-10 所示 。(3-3)在重力的作用下，工作裝置的最大應力出現(xiàn)在動臂與動臂油缸的鉸接處，此時的最大應力值為 185.3Mpa，如圖 5-11 所示，對于靜力分析來說，工作裝置的應力沒有超出其極限應力與許用應力的范圍。因而此情況下的設計是安全的。但是此時的最大應力出現(xiàn)在動臂與鏟斗的鉸接處，就說明這個位置的受力是最大的，當處于動載荷下有可能發(fā)生斷裂或破壞，要注意次位置的結(jié)構(gòu)及制造工藝。第 34 頁 共 66 頁小型液壓挖掘機設計（工作裝置設計）圖 5-9 重力作用下的變形云圖 圖 5-10 重力與角速度作用下的變形云圖圖 5-11 重力與角速度作用下的應力云圖5.4.3 最大挖掘半徑時的強度分析(1)單元劃分：在最大挖掘半徑處，建立了工作裝置的有限元模型，其單元總數(shù)為 7744 個，節(jié)點總數(shù)為 6452 個。(2)受力分析：此處受到的靜力有重力和最大挖掘力。忽略了風載荷與阻尼力的影響。(3)計算結(jié)果與分析：經(jīng)分析可得，最大的變形為 51.6mm，如圖 5-12 所示，最大應力值為 284.2MPa，如圖 5-1