液壓挖掘機設計[含回轉驅動裝置]【含CAD高清圖紙和文檔】【GC系列】

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機械發(fā)展的特點1)挖掘機品種和產量劇增并向多功能,高效發(fā)展為適應各種工程對象的要求以及國際市場的競爭,七年內品種增加1015倍,達600多種以上.為擴大機械的使用性能,中小型單斗挖掘機還附有多達數(shù)十種可換工作裝置.大型挖掘機和斗輪挖掘機由于生產率高,經濟效果顯著也發(fā)展很快.2)液壓挖掘機迅速發(fā)展液壓挖掘機由于使用性能,技術指標和經濟指標上的優(yōu)越,六十年代即開始蓬勃發(fā)展,六十年代末世界各國液壓挖掘機產量與挖掘機總產量之比平均值已達到時80%以上.3)普遍重視產品的標準化、系列化、通用化以及新技術、新工藝、新結構和新材料的采用產品的“三化”不僅可大大縮短新產品的設計研制周期和老產品改進更新?lián)Q代周期,有利發(fā)展品種,并且便于大批量生產、提高產量和質量、降低成本、有利用用戶的使用修理以及配件的生產和供應.它已是組織與管理現(xiàn)代化生產的重要手段.挖掘機主要生產國美、日、法、西德和蘇聯(lián)等除有國家標準外各大公司還有自己的系列標準.4)生產專業(yè)化程度不斷提高,并重視質量管理加強挖掘機及其零部件生產的專業(yè)化,使工廠集中精力于承擔有限部分的加工工藝,為大批量生產保證產品的質量、降低成本增加利潤并便于產品的變型發(fā)展.采用主機零件廠分工協(xié)作,由幾個專業(yè)廠專門為主機廠配套.國外制造挖掘機各公司對質量的管理都非常重視,認為是影響企業(yè)生存和發(fā)展的重要環(huán)節(jié).各企業(yè)都沒設有質量管理部并自成管理體系.5)重視試驗與研究工作、提高科技人員的比例為了不斷提高挖掘機產品質量,改進產品性能和發(fā)展新產品,各國普遍重視試驗研究工作.各國大的公司企業(yè)或由國家投資建立工程機械、挖掘機的試驗中心、試驗研究所或室等.1.2 挖掘機械的類型挖掘機械的類型與構造型式繁多，可按照挖掘工作原理與過程、用途、構造特征等進行劃分。按照用途，單斗挖掘機分為：建筑型、采礦型和剝離型等。建筑型挖掘機一般可裝置各種不同的工作裝置，進行多種作業(yè)，故又稱通用式。按照動力裝置，挖掘機有電驅動、內燃機驅動和復合驅動等，以一臺發(fā)動機帶支挖掘機全部機構者為單機驅動式，以若干發(fā)動機分別帶動各個主要機構者為多機驅動式。按照傳動方式，挖掘機分為機械傳動式、液壓傳動式和混合傳動式。挖掘機的行走裝置型式有：履帶式、輪胎式、汽車式、步行式、軌道式、拖式等。單斗挖掘機工作裝置的型式很多，常用的基本型式，對于機械傳動的挖掘機有：正鏟、反鏟、拉鏟和起重吊鉤等。本次設計斗容量為1m3,由于輪胎式液壓挖掘機的諸多優(yōu)點,其應用領域很廣泛,輪胎式液壓挖掘機傳動性能好,工作平穩(wěn),行走速度快,對路面沒有破壞,機構布置合理緊湊,操作簡便靈活易實現(xiàn)“三化”.1.3 單斗液壓挖掘機的基本組成和工作原理單斗液壓挖掘機為了實現(xiàn)周期性作業(yè)要求,設有下列基本組成部分:工作裝置、回轉機構、動力裝置、傳動操縱機構、行走裝置和輔助設備等.常用是全回轉式挖掘機,其動力裝置、傳動機構的主要部分、回轉機構、輔助設備和駕駛室等都裝在可回轉的平臺上,簡稱為上部轉臺.因而常又常把這類機械概括成由工作裝置,上部轉臺和行走裝置三大部分組成.挖掘機的基本性能也就決定各組成部分的構造和性能.液壓挖掘機由柴油機驅動液壓泵,把高壓油輸送到各閥,再到有關液壓執(zhí)行元件驅動機構進行工作.1.4 本次設計任務本次設計斗容量1m3的液壓挖掘機,挖掘級及以下土壤.設計任務:工作裝置的運動分析,整體設計,回轉裝置設計,零件圖設計,液壓傳動系統(tǒng)的原理設計.2 設計方案2.1 工作裝置方案設計2.1.1 工作裝置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)范圍能滿足要求。在設計通用反鏟裝置時要考慮與同類型，同等級機器相比的先進性?？紤]國家標準的規(guī)定，并注意到參數(shù)受結構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用滿足使用要求并具有一定的先進性。3)功率利用情況盡可能好，理論工作時間盡可能短。4)確定鉸點布置，結構形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、剛度和連剛性的條件下盡量減輕結構自重。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。采用變鉸點構件或配套構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件各類少，結構簡單，換裝方便。6)運輸或停放時工作裝置應有合理的姿態(tài)，使運輸尺寸小，行駛穩(wěn)定性好，保證安全可靠并盡可能性使液壓缸載呀減載。7)工作裝置液壓缸設計應考慮三化，采用系列參數(shù)，盡可能減少液壓缸零件種類，尤其是易損件的種類。8)工作裝置的結構形式和布置要使于裝拆和維修，尤其是易損件的更換。9)要采取合理措施來滿足特殊使用要求。2.1.2 反鏟裝置的組成及構造特點反鏟裝置是中小型液壓挖掘機的主要工作裝置，目前廣泛應用的斗容在1.6m3 以下。液壓挖掘機反鏟裝置由動臂、斗桿、鏟斗以及動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸和連桿機構等組成，其構造特點是各構件之間的聯(lián)系全部采用鉸接通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)挖掘過程的各個動作。動臂的下鉸點與回轉平臺鉸接并以動臂液壓缸來支承和改變動臂的傾角通過動臂液壓缸的伸縮可使動臂繞下鉸點轉動而升降斗桿鉸接于動臂的上端，斗桿與動臂的相對位置由斗桿液壓缸控制。當斗桿液壓缸伸縮時，斗桿便可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗與斗桿前端鉸接并通過鏟斗液壓缸伸縮使鏟斗繞該點轉動。為增大鏟斗的轉角通常以連桿機構與鏟斗連接。反鏟主要用于挖掘停機面以下地壤，其挖掘軌跡決定于各液壓缸的運動及其相互配合的情況，當采用動臂液壓缸工作來進行挖掘時，可以得到最大的挖掘半徑和最長的挖掘行程。當動臂位于最大下傾角并以斗桿液壓缸進行挖掘工作時可以得到最大的挖掘深度尺寸，并且也有較大工業(yè)挖掘行程。在輕堅硬的士質條件下工作時能夠證裝滿鏟斗幫中小型挖掘機在實際工作中常以斗桿液壓缸工作進行挖掘，以鏟斗液壓缸工作進行挖掘時挖掘行程較短，如使用權鏟斗在挖掘行程結束時能裝滿土壤需要有較大的挖掘力以保證能挖掘較大厚度的土壤。所以一般土方工程挖掘中轉斗挖掘最常采用。實際挖掘工作中往往需要采用各種液壓缸的聯(lián)合工作。2.1.3 具體結構方案1)動臂及斗桿的結構形式動臂是工作裝置的主要構件，斗桿的結構型式往往取決于動臂的結構形式反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。整體式動臂結構簡單。價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作裝置較少，通用性較差為了擴大機械通用性，提高其利用率，往往需要配備幾套不通用的工作裝置。一般說長期用于作業(yè)條件相似的反鏟采用整體動臂結構比較合適。因此，考慮到國內的現(xiàn)代化建設中的西部大開發(fā)及南水北調工程。本設計采用整體式動臂。2)動臂液壓缸和斗桿液壓缸的布置動臂液壓缸的連接，一般有兩種布置方案：一種是動臂液壓缸裝于動臂的前下方動臂下支承點，可以調在轉臺回轉達中心之前，并稍高于轉臺平面，它也可以設在轉臺回轉中心之后，以改善轉達臺的受力情況，但使用反鏟作業(yè)裝置時動臂支點靠后布置會影響挖掘深度。大部分中小型液壓挖掘機以反鏟作業(yè)為主，因此采用動臂支點靠前布置的方案，動臂液壓缸支于轉臺中點靠前處，以增加作業(yè)上方和后主，有的稱之謂是掛式液壓缸，這種方案的特點是動臂下降幅度較大，在挖掘時，尤其在挖深較大壓缸往往處于受壓狀態(tài)，閉鎖能力較強，盡管在動臂提升時液壓缸小腔進油提升力矩一般尚夠用，提升速度也較快幫作為專用的反鏟裝置這種方案仍然可取。3)鏟斗的聯(lián)接鏟斗與鏟斗液壓缸的連接有三各形式，其區(qū)別主要在于液壓缸活塞端部與鏟頭號、斗桿與鏟斗的連接方式不同。4)鏟斗的結構特點對各種鏟斗結構形狀的共同要求是：有利二物料的自由流動，因此鏟斗內壁不宜設置橫向緣，棱角等斗底的縱向剖面形狀要適合各種物料的運動規(guī)律。要使物料易于卸凈，用于粘于的鏟斗裝卸時不易卸凈，因此延長了作業(yè)循環(huán)時間，降低了有效斗容量，因此可采用強制卸土板的粘土鏟斗。為了便于物料的鏟裝，裝入物料不易掉出，鏟斗寬度與物料顆料直徑之比應大于4：1，當此比值大于50：1時顆粒尺寸的影響可不考慮，視物料為均質。裝設計齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘線比壓，以便函切入或破碎陰力較的物料。2.2 回轉機構方案設計單斗液壓挖掘機回轉機構的回轉時間約占整個工作循環(huán)時間的5040%?；剞D液壓油路的發(fā)熱量約占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的3040%。因此合理地確定回轉機構的液壓油路和結構方案，正確選擇回轉機構諸參數(shù)，對提高生產率，改善司機的勞動條件，減少工作裝置的沖擊等具有十分重要的意義2.2.1 對回轉機構的基本要求1)在加速度和回轉力矩不超過允許值的前提下，應盡可能縮短回時間。在回轉部分慣性已知的情況下，角加速度的大小變最大的回轉扭掩蔽的限制該扭矩不應超過行走部分與地面的附著力矩。2)回轉機構的動載荷系數(shù)不應超過允許值，非全回轉的挖掘機回轉時，工作裝置不應碰撞定位器。3)回轉能量損失最小2.2.2 回轉機構的選擇回轉機構分為全回轉式和半回轉式，懸掛式液壓挖掘機通常采用半回轉的的回轉機構，回轉角度一般等于或小于180o本次設計為履帶式液壓挖掘機，因此采用全回轉式回轉機構。全回轉的回轉機構，按液動機的結構形式可分為高速方案和低速方案兩類。由高速液壓馬達經齒輪減速成器帶動回轉小支承上的回定齒圈動，促使轉臺轉的稱為高速方案。其低速大扭矩液壓馬達直接帶支回轉小齒輪促使轉臺回轉的稱為低速方案。在高速方案中，通常采用行星齒輪減速成箱減速。行星齒輪減速成箱，雖然加工要求較高，但可用一般漸開線齒廓的模數(shù)銑刀進行加工，結構也比較緊湊，速成比大，受力好。因此獲得廣泛的應用，高速方案一般采用斜軸式液壓馬達驅動的回轉機構。此方案結構比較緊湊，速比大，受力好，回此在液壓挖掘機中獲得廣泛的應用，本次設計將采用斜軸式液壓馬達驅動的回轉機構。高速方案還有以上優(yōu)點：高速成液壓馬達體積小，效率高，不需要背壓補油，便函于設置小制支器發(fā)熱和功率損失小，工作可靠。2.2.3 制動器的選擇制動器應滿足工作安全可靠，制動平穩(wěn)，操縱輕便靈敏等要求，在對回轉機構采用了鉗盤式制動器。因為通過試驗與蹄式制動器相比，它具有下優(yōu)點：1)鉗盤式制支器所產生的制動力矩比較半穩(wěn)由于它無增力作用其效率系數(shù)K與磨擦系數(shù)u為直線關系。2)由于制動盤都暴露在外，因此通風良好，旋轉時還有自潔作用，熱穩(wěn)定性好，基本上無熱衰退現(xiàn)象，在連續(xù)多次使用情況下制動力矩變化很小，甚至在惡劣工況下仍能正常使用。3)維修方便，不需要經常調整間隙。4)制動磨擦襯片磨擦均勻，使用壽命也比較長。但其也存在一些缺點，需采取措施減小及至消除。2.3 液壓系統(tǒng)方案設計按照挖掘機各個機構和裝置的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接想來的組合體叫做挖掘機的液壓系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)的功能是把發(fā)動機的機械能以油液為介質，利用液壓泵轉變?yōu)橐簤耗苓M行傳送，然后通過液壓缸和液壓馬達等執(zhí)行元件轉返為機械能實現(xiàn)各種動作。2.3.1 單斗液壓挖掘機的作業(yè)過程包括下列幾個間歇動作動臂升降，斗桿收放，鏟斗裝卸轉臺回轉，整機行走，以及其它輔助動作，除輔助動作不需全功率驅動外，其它都是挖掘機的主要動作，要考慮全功率驅動。由于挖掘機的作出對象和工作條件變化較大，主機的工作有兩項特殊要求：第一，實現(xiàn)各種主要動作時，陰力與作業(yè)速度隨時變化，因此，要求液壓缸和液壓 馬達的壓力和流量也能相應變化。第二，為了充分利用發(fā)動機功率縮短作業(yè)循環(huán)時間，工作過程中往往要求有兩個主要動作同時進行叫做復合動作，這兩項要求需要動作同時進行叫做復合動作，這兩項要求需要由液壓系統(tǒng)來保證。2.3.2 對液壓系統(tǒng)的要求單斗液壓挖掘機動作繁雜，主要機構經常超支、制動、換向、外負荷變化很大，沖擊和振動多，而且野外我作，溫度和環(huán)境變化大，所以對液壓系統(tǒng)的要喜慶是多方面的。1)動臂、斗桿和鏟斗的傳動要保證工作裝置的各部分可單獨動作，也可以互相配合實現(xiàn)復合動作。2)主機工作過程中，要求工作裝置的動作和轉臺的回轉既能單獨進行，又能作復合動作，以提高機械生產率。3)挖掘機的一切動作都是可逆的，而且要求無級變速。4)要求機械工作安全可靠，各種作業(yè)油缸要有良好的過載保護，回轉機械和行走裝置要有可靠的制動和限速成，要防止動臂因自重而快速成下降和整機超速溜坡。5)充分利用發(fā)動機功率，提高傳動效率。6)系統(tǒng)和元件應保證在外負荷變化大和急劇振動沖擊作用下具有足夠的可靠性。7)系統(tǒng)密封性好。8)為了減輕司機操作強度，要考慮采用液壓或電液伺服操裝置。本次設計將考慮選用高壓變量系統(tǒng)，雙泵雙回路，全功率變量系統(tǒng)，后續(xù)部分將對其詳細說明。3 工作裝置設計計算3.1 尺寸估計參照單斗液壓挖掘估算整機各部分尺寸和工作裝置尺寸。根椐經驗公式求尺寸參數(shù)。線尺寸參數(shù)： (m)Kli為線向尺寸經驗系數(shù)，G為整機質量。1)轉臺離地高：2)底架離地高：3)臂鉸離地高：3)臂鉸離回轉中心:4)臂鉸與液壓缸鉸距:5)臂鉸與液壓缸傾角：6)缸鉸離地高度：7)臂長：標準臂尺寸系數(shù)推薦值,范圍1.71.9標準臂8)斗桿：推薦系數(shù)推薦：9)鏟斗：推薦系數(shù), 10)動臂轉角： 11)斗桿轉角：12)鏟斗轉角：13)最大挖掘半經：系數(shù),14)最大挖掘深度：系數(shù)，15)最大挖掘高度：系數(shù), 16)最大卸載高度：系數(shù), 3.2 運動分析反鏟裝置的幾何位置取決于動臂液壓缸的長度L1斗桿液壓缸的長度L2和鏟斗液壓缸的長度L3 ，顯然，當L1 、L2 、L3 為某一組確定值時，反鏟裝置就相應處于一個確定的幾何位置。建立坐標系：X軸與地面重合，Y軸與挖掘機回轉中心線重合，則斗齒尖V所在的X 坐標值就表示挖掘半經Y坐標，YV為正值表示挖掘高度，為負值表示挖掘深度。3.2.1 機構自身幾何參數(shù)機構自身幾何參數(shù)分三類：原始參數(shù)，推導參數(shù)，特征參數(shù)，各參數(shù)見圖3-13.2.2 動臂的運動圖 3-1 反鏟機構自身幾何參數(shù)的計算簡圖1)動臂的擺角范圍1max和各點瞬時坐標（圖3-2），1max是L1的函數(shù)，動臂上任意一點在任一時刻的坐標值也是L1的函數(shù)，根據(jù)全余弦定理，當L1=L1min和L1= L1msc時得1min=ACB0=arccos() (3-1)1max=ACB0=arccos( )(3-2)動臂的擺角范圍：1max=1max-1min 圖3-2 動臂擺角范圍計算簡圖圖3-3 F點的坐標計算簡圖動臂的瞬時擺角：= arccos()-1min 列動臂F點坐標方程。 圖3-3中=BCU=1 -= arccos()- (3-3)F點在水平線CU之下時為負,否則為正。F點坐標方程： (3-4) (3-5)C點坐標可由圖示2-22求得 (3-6)2)動臂液壓缸作用力臂當動臂液壓缸長度為L1時,動臂液壓缸作用力臂1= (3-7)當分別取和時,可得動臂機構的起始和終了力臂10和1z。顯然動臂液壓缸的最大作用力臂，此時 3.2.3 斗桿的運動斗桿的位置參數(shù)是L1 和L2的函數(shù)，此外討論斗桿相對于動臂的運動，也即只考慮L2的影響，斗桿機構與動臂機構性質類似，它們是四連桿機構，但連桿比不同，在動臂機構中，一般L1L5,斗桿機構中一般L9L8.1)斗桿相對于動臂的擺角范圍由圖3-4得=- 圖3-4 斗桿機構擺角計算簡圖2)斗桿液壓缸的作用力臂2= （3-8）當以L2min 和L2max代入得20和2z斗桿液壓缸的最大作用力臂,此時3.2.4 鏟斗的運動鏟斗相對于X-Y坐標系的運動是L1 L2 和L3的函數(shù)，情況較復雜，現(xiàn)先討論鏟斗相對于斗桿的運動。（圖3-5）鏟斗液壓缸對N點的作用力臂為 (3-9)連桿HK對N點作用力臂為 (3-10)連桿HK對Q點作用力臂為圖3-5 鏟斗機構參數(shù)示意圖鏟斗連桿機構的總傳動比(3-11)i=(3-12)鏟斗相對于斗桿的擺角范圍鏟斗瞬時位置轉角為（3-13）當取時可分求得，于是得=3.3 工作裝置設計計算3.3.1 斗形參數(shù)選擇斗容量q，平均寬度B，轉斗挖掘半經R和轉斗挖掘滿轉角是鏟斗的四個主參數(shù)，R，B，三者之間有下幾何關系：(3-14)式中土壤松散系數(shù)KS近似值1.25，q=0.4，確定，根據(jù)上式可由R，B，中作任兩值求相應第三值。3.3.2 轉斗挖掘阻力計算轉斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而有明顯的變化 （3-15）C表示土壤硬度的系數(shù)，TV級土取C=160320；R鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離，即轉斗切削半經，R3=L3=1480mm；轉斗在挖掘過程中總轉角的一半；鏟斗瞬時轉角；B切削刃寬度影響系數(shù)，B=1+2.6b,其中b為鏟斗平均寬度，單位為厘米；A切削角變化影響系數(shù)，A=1.3; Z帶有斗齒的系數(shù)Z=0.75;X斗側壁厚度影響系數(shù)初步設計時，X=1.15;D切削刃擠壓土壤分力，據(jù)斗容量大小在D=1000020000N范圍內選??；3.3.3 動臂機構參數(shù)的選擇反鏟工作裝置是由幾組連桿機構組合而成，在發(fā)動機功率，機重等主參數(shù)以及工作裝置結構形式即寶的條件下連桿機構鉸點，位置和油缸參數(shù)選擇是否得當，會對挖掘機性能和生產率帶來很大影響，以下對動臂，斗桿，鏟斗三個機構進行討論。動臂和動臂液壓缸的布置方案很多，本設計中動臂液壓缸置于下前方。采用彎臂能增加挖掘深度但降低了卸載高度，動臂彎角一般可取12001400，彎角大小會對結構強度不利本設計中1350增大液壓缸全伸時的長度比可以增大動臂的轉角，但由于受油缸穩(wěn)定條件的限制一般取在1.61.7的范圍內通用挖掘機中，L5取值通常駐為0.50.6L1main據(jù)統(tǒng)計最大挖掘半徑R1值一般與的值很接近，因此，由要求的R1，已定的和，在三角形CZF(圖3-6)中，已知可求得：圖3-6 最大挖掘半徑時動臂機構計算簡圖動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比按不同情況選取，以反鏟為主的通用機=0.81.1，本設計取=1，取。斗桿液壓缸全縮時，最大，常選，本設計取，取決于液壓缸布置形式，動臂雙液壓缸結構中這一夾角較小，為0,本設計中?。▓D3-6）。由圖3-7得最大卸載高度的表達式為：圖3-7 最大卸載高度時動臂機構計算簡圖圖3-8 最大挖掘挖掘深度時動臂機構計算圖（3-16）由圖3-8得最大挖掘深度絕對值的表達式為：（3-17）將兩式相加，消去并令，得： （3-18）又特征參數(shù)（3-19）因此，(3-20)將上式代入（3-18）剛得到一元函數(shù)整理得：（3-21）式中可求得，解下列方程可求， （3-22）所以，滿足由式，又因所以，3.3.4 鏟斗機構的參數(shù)選擇預先設定：轉斗的轉角范圍，為了滿開足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉角往往要達到本設計中取，在時，斗齒尖為在FQ延長線上側處，由CAD作圖（圖3-9）得圖3-9圖3-103.3.5 鏟斗機構載荷分析轉斗機構挖掘過程為大曲率切削，挖掘過程中，因土壤厚度的變化較大，所以阻力的變化也很大，然而在挖掘機實際作業(yè)過程中轉斗挖掘土壤的縱斷面形式是多種多樣的其阻力變化情況也各不相同。轉斗機構最大理論挖掘力應與轉斗最大挖掘阻力相適應，常在處，由式3-24求得由CAD作圖（3-10）得，鏟斗液壓缸的作用力：取系統(tǒng)實際工作壓力為P=24.5Mpa,液壓缸大腔工作，油缸機械效率，大腔面積為：3.3.6 斗桿機構的參數(shù)選擇考慮因素：a.保證斗桿液壓缸產生足夠的斗齒挖掘力b.保證斗桿液壓缸有必要的閉鎖能力c.保證半桿的擺角范圍首先計算斗桿挖掘阻力：斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土壤厚度在挖掘過程中為常數(shù)，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時斗齒的實際行程為：（3-23）式中-半桿挖掘時的切削半徑，取斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算：斗桿挖掘阻力：（3-24）-挖掘比阻力，查得斗桿與鏟斗垂直時最小參考鏟斗液壓缸作用力代入（3-25）由圖3-11得：圖3-11斗桿機構參數(shù)計算簡圖3.3.7 動臂液壓缸，斗桿液壓缸，鏟斗液壓缸初步設計估算由以上計算得：初取液壓缸D=160mm4 回轉裝置設計計算4.1 滾動軸承式回轉支承的選型計算1)當量負荷的計算方法交叉滾柱式-作用在回轉支承上的總軸向力-作用在回轉支承上的總傾負力矩-在力矩M作用平面內的總徑向力對于單斗液壓挖掘機，作用在回轉支承上的外負荷應根據(jù)挖掘工況算出，根據(jù)不同的挖掘工況算出若干組值，選擇其中最大作為當量負荷。2)反鏟工作裝置的計算位置和計算方法各參數(shù)說明：-用鏟斗液壓缸挖掘時，由整機挖掘力確定的切向挖掘力，本設計中-用鏟斗液壓缸挖掘時，由整機挖掘力確定的法向挖掘阻力，從可能出現(xiàn)的最不利情況出發(fā)，假設存在法向，其值取-轉臺上部自重,-分別表示動臂液壓缸，斗桿液壓缸，鏟斗液壓缸自重，-分別表示動臂和斗桿自重-鏟斗自重和斗內土重-相應的力臂m,對各工作位置用CAD作圖求得k-回轉支承工作條件系數(shù)，對挖掘機取k=1.41.6，本設計中取1.5.斗桿垂直于地面，斗齒尖離地面以下H深處，（本設計中取H=0.5m）,用鏟斗缸挖掘使切向斗齒力垂直于地面（圖4-1）。由圖（4-1）切向力法向力由圖（4-1）知：當量載荷 圖4-1.在挖掘深度H處用鏟斗液壓缸挖掘由圖（4-2），得切向力：法向力：由圖（4-2）得：.在停機面上最大挖掘半徑處用鏟斗液壓缸挖掘（圖4-3）由圖4-3得，切向力法向力：由圖4-3得圖4-2圖4-3 查表選HJN-1880型滾動軸承式回轉支承4.2 回轉起動力矩和制動力矩計算整機附著力矩 （4-1）-整機質量 -附著系數(shù)，輪胎式取0.2回轉最大起動力矩和最大制動力矩不就超過行走部分與地面的附著力矩。機械制動時，液壓制動時為作用在轉臺上的最大制動力矩。附著力矩制動力矩作用在轉臺上的最大起動力矩一般小于最大制動力矩，其比值隨制動方式面異。對于純液壓制動：（4-2）采用高速油馬達時起動力矩：初定液壓馬轉達速據(jù)表查得轉臺最佳轉速液壓馬達和轉臺間傳動比所需液壓馬達輸出扭矩：4.3 行星減速器設計機構簡圖設計4.3.1 齒形及精度采用齒形的直齒輪傳動。精度定為6級。為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合左右，內嚙合左右。4.3.2 齒輪材料及其性能太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪用軟齒面，以提高承載能力、減小尺寸。兩級都用相同的材料配搭,如下表： 齒輪材料熱處理加工精度太陽輪滲碳淬火HRC586214003506級行星輪245內齒輪調質HB2622936502207級4.3.3 計算傳動比HJM-1880型滾動軸承式回轉支承內齒與之嚙合的小齒輪齒數(shù)取則行星減速器傳動比：4.3.4 分配傳動比按照高速級（）、低速速級（）齒面接觸相等的原則分配傳動比。取，其q值為：計算值：以此值和傳動比查圖得，可知4.3.5 高速級設計計算1.配齒數(shù)從彎曲強度的高可靠性出發(fā)，并保證必要的工作平穩(wěn)性，取。按齒面硬度，查圖得故，可用。由傳動比條件可知，為滿足裝配條件取計算內齒輪和行星輪齒數(shù)：實際傳動比：配齒數(shù)結果：2初步計算齒輪主要參數(shù)1）面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑輸入扭矩，載荷不均勻系數(shù)，太陽輪傳遞的扭矩式中系數(shù)，則太陽輪分度圓直徑2）曲強度初算模數(shù)式中系數(shù)同前，算式系數(shù),行星輪間載荷分配系數(shù)和統(tǒng)合系數(shù)分別為，齒形系數(shù).因為,所以應按行星輪計算模數(shù) 則太陽輪直徑與接觸強度初算結果接近，故以這個結果進行接觸和彎曲強度校核計算。3齒輪變位計算1）星輪齒數(shù)由前面配齒數(shù)結果可知：初選副的變位系數(shù)和根據(jù)，和左右的限制條件，初選初算副的齒高變動系數(shù)由圖按B查D：因，所以則確定 取2）嚙合副的計算確定叫心距和嚙合的標準中心距：根據(jù)確定的方法一，因為小于計算值的圓整值，取中心距分離系數(shù) 齒高變動系數(shù)式中查圖得，故變位系數(shù)和嚙合角在推薦值范圍內。變位系數(shù)分配根據(jù)齒數(shù)比查圖得，時故3）嚙合副的計算中心距分離系數(shù)齒頂高變動系數(shù)已知，用簡化公式計算式中值應根據(jù)查圖得，變位系數(shù)所以，嚙合角在推薦值范圍內。4.幾何尺寸的計算公式：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：基圓直徑：齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪-內齒輪-頂隙系數(shù)：太陽輪、行星輪-內齒輪-代入上組公式計算得：太陽輪：行星輪：內齒輪：5.重合度計算1）傳動端面重合度頂圓齒形曲徑太陽輪：行星輪：端面嚙合長度式中正號為外嚙合，負號為內嚙合；-端面節(jié)圓嚙合角直齒輪則端面重合度2）端重合度頂圓齒形曲徑行星輪內齒輪端面嚙合長度端面重合度6.齒輪強度檢驗.驗算傳動的接觸強度和彎曲強度1）接觸疲勞強度的校核太陽輪上分度圓圓周力使用系數(shù) 取動載系數(shù) 查表得齒面載荷分配系數(shù)按7級精度非對稱支承，查表得齒間載荷分配系數(shù)按6級精度，硬齒面，查表節(jié)點曲域系數(shù)，查圖得彈性系數(shù)查表得鋼對鋼的接觸強度計算的重合度系數(shù)接觸強度計算的重合度系數(shù)計算接觸應力接觸強度計算的的壽命系數(shù)按工作10年，每年300天，每天14小時計算應力力循環(huán)次數(shù)，經計算查表得，。最小安全系數(shù)查表取潤滑劑系數(shù)選用的礦物油潤滑，查圖得速度系數(shù)查圖得粗糙度系數(shù)按，計算：，查圖得齒面工作硬化系數(shù)尺寸系數(shù)許用接觸應力故，接觸強度通過。2）齒根彎曲疲勞強度齒向載荷分布系數(shù)由，查圖得齒間載荷分配系數(shù)行星輪間載荷分配系數(shù)太陽輪齒形系數(shù)，查圖得行星輪齒形系數(shù)，查圖得太陽輪應力修正系數(shù) 查圖得1.82行星輪應力修正系數(shù) 查圖得1.86重合度系數(shù)彎曲壽命系數(shù) 取1試驗齒輪應力修正系數(shù)按所給的太陽輪齒根圓角敏感系數(shù)查圖取0.98行星輪齒根圓角敏感系數(shù)查圖取1.01齒根表面形狀系數(shù)，查圖得最小安全系數(shù)按高可靠度，查表太陽輪彎曲應力太陽輪許用彎曲應力故彎曲強度通過。行星輪彎曲應力行星輪許用彎曲應力故彎曲強度通過。.齒的彎曲強度校核1）齒面接觸疲勞強度其中外嚙合取值不同的參數(shù)為。故，接觸強度通過。2）齒根彎曲疲勞強度只需計算內齒輪，其中取值與外嚙合不販系數(shù)為故，彎曲強度通過。4.3.6 低速級的計算設計計算方法和步驟與高速級相同，在此從略，僅將部分計算結果給出。1)配齒數(shù) 2)中心距3)變位計算結果外嚙合：內嚙合：4)嚙合效率 5)幾何尺寸計算太陽輪分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：基圓直徑：齒寬：行星輪分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：基圓直徑：齒寬：內齒輪分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：基圓：4.3.7 軸的設計1)輸入軸的設計，軸材料為45鋼確定軸的最小直徑取聯(lián)軸器選擇根據(jù)工作需要選用彈性柱銷聯(lián)軸器型號TL6。軸的各部分長度設計（略）軸的強度校核行星減速器受力（徑向力）互相抵消，強度校核時可不考慮，面軸的最小直徑根據(jù)扭矩計算得出，故強度肯定滿足要求。2）輸出軸的最小直徑輸出扭矩最小直徑取結構設計略，強度符合要求。5 轉臺布置和整機穩(wěn)定性5.1轉臺布置從挖掘機的整機穩(wěn)定性分析：挖掘機的行走底盤部分的重量是固定的，重心位置也較低，是使機械穩(wěn)定的因素，而挖掘機上部的重心位置變化較大，因為挖掘機在一個工作循環(huán)中工作裝置的位置經常變化，鏟斗也因空斗和滿斗的原因重量不等，挖掘過程中還有土壤的反力作用在工作裝置上，這些都使整個回轉平臺上部的重心位置經常在變化，有時重心遠遠超過出支承滾盤外面為了平衡這些載荷力矩，回轉平臺上的較重部件通常放在轉臺尾部，此外在轉臺尾部還另加配重。為了使整機有較好的穩(wěn)定性，同時使支承滾盤受力均勻和磨損均勻，應使挖掘機在一個工作循環(huán)中回轉平臺部的合力前后穩(wěn)動均勻，所以要重視回轉平臺上各種機構的合理布置，同時也可通過調整配重的大小來實現(xiàn)。參考WY160型液壓挖掘機，設計整機布置平面圖，本設計中，發(fā)動機1是橫向布置的，放在回轉平臺尾部，能起到較好看平衡作用，轉臺的一邊為液壓泵2，油箱3和司機室9，另一邊為水、油冷卻器6，燃油箱7及回轉機構8，兩側質量基本平衡?；剞D平臺尾部還固定有配重11。圖5-1 WLY100轉臺布置示意圖1發(fā)動機；2液壓泵；3油箱；4閥塊組件；5回轉機構；6水油冷卻器；7燃油箱；8司機室；9配重；10回轉潤滑裝置5.2 整機穩(wěn)定性計算單斗液壓挖掘機的整機穩(wěn)定性計算是總體設計計算的一部分，挖掘機的穩(wěn)定性以穩(wěn)定系數(shù)K表示，它是挖掘機在工作或非工作狀態(tài)時對于傾復邊緣的穩(wěn)定力矩M1與傾復力矩M2的比值。挖掘機的穩(wěn)定根據(jù)工況的不同分為作業(yè)穩(wěn)定自身穩(wěn)定和行走穩(wěn)定三類，而作業(yè)時易出現(xiàn)失穩(wěn)，以下重點驗算作業(yè)穩(wěn)定作業(yè)過程中有兩種失穩(wěn)狀態(tài)，即挖掘失穩(wěn)和卸載失穩(wěn)，挖掘過程中又是較易出現(xiàn)失穩(wěn)的作業(yè)狀態(tài)，它有以下三種工況：1）斗桿垂直于地面斗齒尖離地面以下0.5m，用鏟斗挖掘，切向阻力垂直地面法向阻力向機體，此時傾復邊緣在前支腿處（圖4-1）穩(wěn)定力矩： 傾覆力矩：此狀態(tài)下整機作業(yè)穩(wěn)定。2)最大挖掘深度H時，斗桿及鏟斗處于垂直位置，用鏟斗液壓缸挖掘，此時挖掘阻力有使整機抬起的趨勢，傾復邊緣在后支腿（圖4-2）。穩(wěn)定力矩：傾復力矩：此狀態(tài)下整機作業(yè)穩(wěn)定。3）在停機面上最大挖掘半徑處用鏟斗液壓缸挖掘，挖掘阻力W1和W2向上有使整機后傾的趨勢，傾覆邊緣在后支腿處（圖4-3）。穩(wěn)定力矩： 傾覆力矩： 此狀態(tài)下整機作業(yè)穩(wěn)定。6 液壓系統(tǒng)設計本設計采用雙泵雙回路全功率變量系統(tǒng)。雙泵雙回路系統(tǒng)中，一切執(zhí)行元件按照作業(yè)要求，分成兩組，各由一臺液壓泵驅動，分別構成獨立的回路，此類型的回路可以保證至少有兩個動作能夠同時進行，可以保證挖掘機的作業(yè)要求，較單泵或單回路系統(tǒng)優(yōu)越。分功率變量系統(tǒng)的發(fā)動機功率平均分配給兩臺泵，每一回路擁有發(fā)動機功率的一半，只有當兩個回路的壓力P都處于調節(jié)范圍以內，才能利用全部功率，假使一條回路的壓力都處于很低，超出調節(jié)范圍以外，則該回路的功率就不能充分利用。而采用全功率系統(tǒng)，只要滿足就能充分利用發(fā)動機功率，而每臺泵各輸出功率與其工作壓力成正比系統(tǒng)最大工作壓力油泵的始調壓力合流方式由操縱者根據(jù)作業(yè)情況控制，這樣可以適應復雜的作業(yè)條件，滿足不同的作業(yè)要求。6.1液壓系統(tǒng)基本回路基本回路由一個或幾個液壓元件組成，能夠完成特定的單一功能的典型回路，它是液壓系統(tǒng)的組成單元。本設計的液壓系統(tǒng)采用雙泵雙回路液壓系統(tǒng)，行走、斗桿、回轉組成-一個回路，支腿、鏟斗、動臂組成另一回路。這樣可以大限度的滿足工作需要。1)限壓回路限壓回路用來限制壓力，使其不超過某一調定值。限壓的目的是：制系統(tǒng)的最大壓力，使系統(tǒng)和元件不因過載而損壞。通常用安全閥來實現(xiàn)安全閥設置在油泵出油口附近。根據(jù)工作需要通常用溢流閥來實現(xiàn)，溢流閥可使系統(tǒng)按照調定壓力工作，多余的流量通過此閥流回油箱，因此，溢流閥是常開的。單斗液壓挖掘機執(zhí)行元件的進油和回油回路上常成對地并聯(lián)有限壓閥限制液壓缸，液壓馬達在閉鎖狀態(tài)下的最大閉東岸壓力，若超過此壓力限壓閥打開，進行卸載，保護了液壓元件和管道免受損壞。這種限壓閥實際起了卸荷閥的作用。一般情況下高壓系統(tǒng)限壓閥的調定壓力不超過系統(tǒng)壓力的25%，中高壓系統(tǒng)的限壓閥的限定壓力可在25%以上，本系統(tǒng)工作壓力25Mpa。最高限壓25X125%=31.25Mpa.圖6-1是其原理圖。圖6-1 工作裝置的限壓卸荷回路1換向閥；2，3限壓閥；4動臂油缸2)卸荷回路卸荷回路是挖掘機各個機構不工作時，使液壓泵盡可能以最低功率消耗進行空轉，而不是溢流回油常采用液壓泵以最低壓力進行空轉的卸荷方式，根據(jù)回路組成形式，有換向閥中位卸荷和穿越換向閥卸荷殘余分子種方式。換向閥中位卸荷常用于挖掘機的高壓串聯(lián)系統(tǒng)，其特點是結構簡單，但若流量很大，換向閥受到沖擊較大，操縱不穩(wěn)，在穿越換向閥卸荷回路中，采用有過油通路的三位六通閥，閥在工作位置時，過油通路切斷，閥在中位時，工作油以最低壓力順序通過和換向閥的過油通路而卸荷，常用于中高壓和高壓并聯(lián)系統(tǒng)，工作可靠，操縱平穩(wěn)，可設計液壓回路采用穿越換向閥卸荷回路。如圖6-2。圖6-2 卸荷回路3)緩沖回路單斗液壓挖掘機回轉時，由于上車轉動慣量很大在制動、起動和突然轉向，引起很大的液壓沖擊，尤其是回轉過程中遇到障礙突然停車，液壓沖擊極大，使整個系統(tǒng)和元件產生振動和噪音，甚至引起破壞。所以在挖掘機回轉機構的回路上通常設有緩沖閥，回轉機構的緩沖回路就是利用緩沖閥使液壓馬達高壓腔超過一定壓力時獲得出路。如圖6-3是本設計中采用的一種緩沖回路。圖6-3中回轉馬達兩個油路1，2之間并聯(lián)有緩沖器，3、4每一緩沖閥的高壓油口與另一緩沖閥的低壓油口相通。當回轉機構制動，停止或反轉時，高壓腔的油徑過緩沖閥直接通入低壓腔，減小了液壓沖擊。這種緩沖回路由于高壓油直接通入低壓腔，所以補油量很少，大致只要補馬達的外漏油量即可，背壓小，提高了工作效率，低壓小流量的小型挖掘甚至可以不要補油。本設計采用此緩沖回路。4)支腿順序和鎖緊和回路輪式單斗液壓挖掘機中，為了保證機械的穩(wěn)定性前后順序閥，構成順序回路。同時支腿伸出以后，要求在外負荷作用下不軟腿，不回縮，不發(fā)生竄動，通常由鎖緊回路來保證。圖6-4是輪式挖掘機支腿的順序和鎖緊回路，根據(jù)工作要求，支腿的順序就是：后支腿油壓缸工作前支腿液壓缸伸前支腿液壓缸縮后支腿液壓缸2縮。這個動作順序由順序閥4和5實現(xiàn)。換向閥1在（）位時，壓力油通入液壓缸2的大腔，后支腿伸出，單向閥7，換向閥1返回油箱，支腿伸出以后，用液控單向閥8和9（液奪鎖）鎖緊，這種鎖緊回路結構簡單，性能好。工作安全可靠。換向閥在位置（）時，壓力油通過液壓缸3的小腔，前支腿縮回。全縮以后，壓力升高，打開順序閥5，壓力油進入液壓缸2的小腔，后支腿縮回。圖6-3 回轉機構的緩沖回路1高壓腔；2-低壓腔；3、4緩沖限壓閥；5、6單向閥；7換向閥圖6-4 順序回路和鎖緊回路1換向閥；2、3油缸；4、5順序閥；6、7單向閥；8、9液壓鎖6.2 系統(tǒng)初步計算和液壓元件的選用初步計算的目的在于確定元件參數(shù)，進行元件選擇，并對種方案的技術經濟指標進行分析比較。1)液壓缸動臂、斗桿液壓缸據(jù)前計算初步確定缸徑D=160mm，因液壓缸抗壓穩(wěn)定性不中，故加大缸徑D=180mm時，活塞桿直徑d=120mm，滿足抗壓穩(wěn)定性。經計算缸筒壁厚，取。液壓缸進出油口采用螺紋連接據(jù)。初選液壓缸螺紋連接的油口尺寸取。缸底壁厚，取2）液壓泵變量系統(tǒng)具有流量調節(jié)的特性，允許以低速克服高峰負荷。假定動臂斗桿液壓缸全推力時，伸出速度降為5cm/s,鏟斗液壓缸全推力時速度降為8cm/s則液壓缸所需流量為動臂液壓缸：斗桿液壓缸：鏟斗液壓缸：初選斜盤式變量柱塞雙泵，排量,轉速，額定壓力，流量3）液壓馬達液壓馬達排量液壓馬達所需流量初選，最大允許流量，最大壓力，最大扭矩，最大排量4）發(fā)動機功率初定為，額定功率，轉速可達，額定轉速結 論單斗挖掘機分機械傳動和液壓傳動兩種。隨著液壓傳動技術在工程機械上的廣泛應用，單斗液壓挖掘機有了迅速發(fā)展，在中小型單斗挖掘機中，液壓挖掘機幾乎取代了機械傳動挖掘機，大型單斗液壓挖掘機也應用日廣，因為液壓傳動挖掘機具有重量輕、體積小、結構緊湊、挖掘力大、傳動平穩(wěn)、操縱簡便，以及容易實現(xiàn)無級變速和自動控制等一系列優(yōu)點。本次結業(yè)設計的題目是輪胎式液壓挖掘機與其它類型的挖掘機相比,這種類型的挖掘機有很多優(yōu)點,它使用汽車底盤.因此,行駛速度較履帶式更快,此外,它還有很好的適應性,可以市區(qū)中行走,其引它采用液壓傳動,這改善了挖掘機的整機性能,使其更可靠,再次可以在多個方向上工作,并準確卸載,且可方便卸載.在設計中,我采用了汽車盤并加以改一個更大的范圍內工作,因造以滿足要求,上部轉臺是全回轉式,因此它可在采用了液壓傳動控制而使整機性能得以改善.與機械式挖掘機相經,其挖掘機力提高了很多。 參考文獻：1 余涵，馮培恩，洪昌銀等。單斗液壓挖掘機。北京：中國建筑工業(yè)出版社，19802 馬從謙，陳自修，張文照等。漸開線行星齒輪傳動設計。北京：機械工業(yè)出版社，19873 甘永立。幾何量公差與檢測。上海：上?？茖W技術出版社，20054 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謝在本次畢業(yè)設計中,我是在指導教師王啟廣悉心的指導和親切的關懷下完成的。我向他表示衷心的感謝！在這三個月中，從資料搜集到課題研究，從撰寫、修改論文到最終定稿，無不凝聚著王老師的汗水和心血。每次我提出問題，王老師都不厭其煩地給與解答；對我在設計中遇到問題，他總是及時指出失誤并和我一起尋找解決方法。王老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，孜孜不倦的鉆研和敬業(yè)精神，以及開闊的心胸、平易近人的修養(yǎng)使我終生難忘并將對我今后的工作和人生歷程產生深遠的影響。在王老師不辭辛勞地指導和督促下，我得以能按質按量完成畢業(yè)設計，并在此過程中鍛煉了綜合運用所學知識與技能、獨立分析、處理和解決工程實際問題的能力。在此，請允許我再次向王老師致以誠摯的謝意！感謝在百忙中評閱本文的各位老師。