小型液壓挖掘機總體及底盤設計

1、 二一三屆畢業(yè)設計計算說明書學 院： 工程機械學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 姓 名： 武彪 學 號： 2504090113 指導教師： 馬志奇 完成時間： 2013 年 6 月 14 日 裝 訂 線 摘 要 裝 訂 線 本文主要對小型履帶式液壓挖掘機總體設計進行了闡述，對于工作裝置的各個結構尺寸的確定、油缸的確定以及油缸鉸點的確定都做了比較詳細的描述，然后對于挖掘性能做了比較詳細的驗算。然后對于行走裝置部分做了比較系統(tǒng)的計算。小型液壓挖掘機主要由結構件、覆蓋件、工作裝置、行走裝置、回轉裝置、液壓系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、電器系統(tǒng)等部分構成最關鍵核心的是液壓系統(tǒng)和動力系統(tǒng)。本文對小型液壓挖掘機做

2、了簡要介紹，分析了液壓挖掘機的主要動作，并根據(jù)動作要求設計了挖掘機的工作裝置和底盤總成。同時對回轉裝置、液壓系統(tǒng)和各液壓缸的參數(shù)進行初步估算。關鍵詞：挖掘機，工作裝置，地盤總成，液壓缸 裝 訂 線 AbstractThis paper mainly discusses the overall design of small hydraulic excavator, working device structure for the determination, cylinder and cylinder hinge point determined determined to do a more

3、 detailed description, and then for the mining performance of the calculation in detail. Then for a walking device part is calculated system.This paper mainly discusses the overall design of small hydraulic excavator, working device structure for the determination, cylinder and cylinder hinge point

4、determined determined to do a more detailed description, and then for the mining performance of the calculation in detail. Then for a walking device part is calculated system.Keywords ：Excavator ，Working device，Land assembly，Hydraulic urn目錄 裝 訂 線 2.1確定工作裝置的幾何尺寸 . . 15 裝 訂 線 裝 訂 線 緒論 裝 訂 線 1.1設計選題的意義

5、我國是一個發(fā)展中國家，在遼闊的國土上正在進行大規(guī)模的經(jīng)濟建設，這就需要大量的土方施工機械為其服務，而液壓挖掘機是最重要的一類土方施工機械。因此，可以肯定液壓挖掘機的發(fā)展空間很大?？梢灶A見，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。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。中國挖掘機市場自1997年開始已進入一個較快的發(fā)展時期，2000年與2000年比較，全國挖掘機的產(chǎn)、銷量分別增長55%和56%。截止到2002年8月底全國挖掘機的銷量已超過13000臺，超2001年全年的銷售數(shù)。顯然挖掘機在整個工程機械行業(yè)中是產(chǎn)、銷量增

6、長最快的機種之一。而在挖掘機中最為重要的就是關于工作裝置設計，因為挖掘機的工作裝置能偶最為明顯的體現(xiàn)機器的工作能力和工作壽命，所以設計工作可靠，性能好，成本低，效率高，維護使用方便的工作裝置就顯得格外重要。1.2國內外液壓挖掘機的發(fā)展動態(tài)和研究現(xiàn)狀國外挖掘機生產(chǎn)歷史較長，液壓挖掘技術的不斷成熟使挖掘機得到全面的發(fā)展。德國是世界上較早開發(fā)研究挖掘機的國家，1954年和1955年德國的徳馬克和利渤海爾公司分別開發(fā)了全液壓挖掘機；美國是繼德國以后聲場挖掘機歷史最長、數(shù)量最大、品種最多和技術水平處于領先地位的國家；日本挖掘機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展上起來的，其主要特點在引進、消化先進技術的基礎上，通過

7、大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的；韓國式液壓挖掘機生產(chǎn)的后起之秀。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用 裝 訂 線 化和自動化的方向發(fā)展：（1）、開發(fā)多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。（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操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合，實現(xiàn)挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。（3）、采用新技術、新工藝、新結構、加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。 （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

8、理論和方法，并將疲勞損傷積累論、 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(chǎn)品的優(yōu)質高效和競爭力。（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構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調節(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)。早在1985年我國便開始了液壓挖掘機的研制開發(fā)工作，隨后開發(fā)出一系列比較成熟的產(chǎn)品， 如Wy100、WY60、WY250等。當時由于受配件如發(fā)動機、液壓件及企業(yè)自身條件的影響，其質量和產(chǎn)量遠未達到應有的水平，與國外同類產(chǎn)品相比也

9、存在較大差距。自改革開放以來，國產(chǎn)液壓挖掘機行業(yè)進入了一個快速發(fā)展的重要階段。出現(xiàn)了一批實力比較雄厚的生產(chǎn)企業(yè)如中國一拖、柳州工程機械廠、黃河工程機械廠、廣西玉柴股份有限公司等。它們生產(chǎn)的部分產(chǎn)品已出口，打破了多年來主要由少數(shù)幾家國外挖掘機制造企業(yè)壟斷國內市場的局面，使國產(chǎn)液壓挖掘機的產(chǎn)量和質量都上了一個新臺階。90年代以來，隨著迅速發(fā)展的微電子技術、計算機技術、控制技術、通信技術等新技術日益滲透到液壓挖掘機技術中，世界各工業(yè)發(fā)達國家的液壓挖掘機 裝 訂 線 技術水平得以迅速提高， 使一度與國外技術水平縮小的國產(chǎn)液壓挖掘機再次與國外液壓挖掘機差距拉大了。因此，國內液壓挖掘機市場大部分被國外產(chǎn)品

10、所占據(jù)的局面長期得不到改善。隨著我國改革開放的進一步深入，國家對基礎建設和基礎設施投資的規(guī)模日益擴大，國內用戶對高質量、高水平、高效率的液壓挖掘機的需求愈來愈迫切。據(jù)權威部門估計，到2005年我國用于購置工程機械的費用約為800多億元（含國產(chǎn)和進口），其中液壓挖掘機的年需求量為12000-14000臺，這無疑對國產(chǎn)液壓挖掘機的發(fā)展既是機遇，又是挑戰(zhàn)。積極發(fā)展高性能國產(chǎn)液壓挖掘機已迫在眉睫。 目前， 液壓挖掘機的研究與發(fā)展應致力解決三個基本問題：（1）著眼于動力、傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能，提高機器的生產(chǎn)率和降低工作損耗，減少對環(huán)境的污染；（2）局部操作控制自動化到整機完全自動化甚至智能化發(fā)展

11、； （3）改善操作者的勞動條件和操作安全性。1.3當前液壓挖掘機存在的主要問題雖然液壓挖掘機的發(fā)展很快，但是液壓挖掘機仍然存在著各種問題：（1）控制精度的要求并不高，多數(shù)在100mm 之內，并不像其它領域機器人運動控制要求到10mm 之內，或者更高。首先，挖掘機本身的機構尺寸通常都比較大；其次，挖掘機進行土木施工的精度與一些工業(yè)加工比較起來要低得多，相對較低的精度仍然能夠滿足挖掘機在實際工作中的需要。多數(shù)研究者在實現(xiàn)以上控制精度時，鏟斗末端速度比較低，最快的也在150mm/s之內，而這個重要參數(shù)直接影響挖掘機的工作效率，所以，保證精度的情況下，提高鏟斗末端速度是本文需要解決的問題之一。（2）雖

12、然世界各國的研究水平參差不齊，但是多數(shù)處在實驗室階段，或從成本的角度考慮采用伺服閥進行控制，與工程實際差距較大；對挖掘機工作裝置的研究是在靜態(tài)下進行的，忽略慣性的影響，所以在實際工程中也是不是用的；多數(shù)研究中都沒有考慮到系統(tǒng)的節(jié)能問題，很難將研究結果在實際中進行推廣。（3）挖掘機工作裝置作為一種典型的工程機械復雜機電液系統(tǒng)，由于其自身的特點，該項研究是比較困難的工作。主要在于：在機構運動過程中，慣性力負載的多變性；電液比例系統(tǒng)數(shù)學模型中的參數(shù)多與機構的狀態(tài)有關，屬于時變參數(shù)，準備地 裝 訂 線 得到每個參數(shù)的值非常困難；整個系統(tǒng)存在大量不確定量（不確定參數(shù)及不確定的非線性模型），例如在不同溫度

13、下液壓油的彈性模量和粘性等，均屬于不確定參數(shù)；工作過程中，由于與地面接觸而禪城的擾動等不能準確建立數(shù)學模型的量，均屬于不確定的非線性模型。以上各類不確定量都將對系統(tǒng)控制的穩(wěn)定性和動態(tài)特性產(chǎn)生極大的影響。第一章 履帶式液壓挖掘機總體設計 裝 訂 線 1. 1整機總體參數(shù)的初步確定液壓挖掘機的主要參數(shù)有尺寸參數(shù)、重量參數(shù)、功率參數(shù)、經(jīng)濟性指標參數(shù)，其中最重要的是斗容量，機重和發(fā)動機功率 1主要參數(shù)的選擇選擇確定液壓挖掘機主要參數(shù)的基本依據(jù)：（1） 設計任務書所規(guī)定的鏟斗容量、用途和作業(yè)要求、工作條件等； （2） 有關國內外同類型、同等級液壓挖掘機的技術資料，國家以及企業(yè)的系列標準等；（3） 理論分

14、析或經(jīng)驗計算；（4） 使用單位的要求和制造廠商的生產(chǎn)條件等； 2合理的主要參數(shù)應該符合以下條件（1） 滿足實際使用要求實用性； （2） 適合于生產(chǎn)廠的制造條件可能性； （3） 充分發(fā)揮發(fā)動機功率經(jīng)濟性；（4） 與國內外同類型產(chǎn)品相比較有較先進的技術經(jīng)濟指標和可靠的工作性能先進性。重量參數(shù)包括整機重量及各總成的重量 1 整機重量初步確定整機重量可以通過類比國內外同類型樣機得出（必須有同類型樣機23個） 類比公式：設計機重G 1q= 1樣機機重G 2q 2設計機重：4t 額定斗容q=0.15m 31）徐工集團xe40液壓挖掘機 整機重量4.05t 斗容q=0.14m 32）小松KOMATSU_PC

15、35MR-2_挖掘機 整機重量3.915t 斗容q=0.11m3 裝 訂 線 取樣機機重G 2=3.98t q 2=0.13m3 據(jù)計算的設計機重G 1=4.6t 2各總成重量的初步確定各總成重量包括：反鏟作業(yè)裝置、底盤和平臺重量參數(shù)，由經(jīng)驗公式： G i =k G i G 確定。 式中k G i 各部分重量系數(shù)。反鏟作業(yè)裝置重量參數(shù)k=0.15；底盤重量參數(shù)k=0.42；平臺重量參數(shù)k=0.18 反鏟作業(yè)裝置重量G=0.69t；底盤重量G=1.93t；平臺重量G=0.83t1.2機體尺寸的初步確定機體尺寸包括：機體的外形尺寸、工作裝置尺寸和工作尺寸等。根據(jù)經(jīng)驗公式： L i =k 確定。表1

16、.1 機體外形尺寸名稱 履帶長度 軌距 轉臺寬度 司機棚高度 轉臺底部離地高尾部半徑 前部離回轉中心機棚總高 履帶總高 底架離地隙 臂鉸離回轉中心 臂鉸與液壓缸鉸距 臂鉸與液壓缸鉸傾角履帶板寬 滾盤外徑 臂鉸離地高0.4 0.45 0.65 機體尺寸系數(shù)1.37 1.10 0.92 1.00 0.39 1.00 0.42 0.80 0.33 0.15 0.15 0.28計算結果(m 2.2784 1.8294 1.5301 1.6631 0.6486 1.6631 0.6985 1.3305 0.5488 0.2495 0.2495 0.4657 45° 0.6652 0.7483

17、1.08100.665 0.750 1.080 取值(m 2.280 1.830 1.530 1.665 0.650 1.665 0.700 1.330 0.550 0.250 0.250 0.465 裝 訂 線 表1.2 反鏟作業(yè)尺寸名稱 臂長 斗桿長 斗長度 動臂轉角 斗桿轉角 鏟斗轉角 最大挖掘半徑 最大挖掘深度 最大卸載高度 最大挖掘高度代號計算結果 2.9936 1.3305 0.8316取值 2.995 1.330 0.830k l 1=1.8 k l 2=0.8k l 3=0.51=-50°40°160° 2=50°3=50°18

18、0°k R =3.305.4882 3.4925 2.4947 4.07465.650 3.750 3.450 4.075k Z =2.10k Q =1.50 k H =2.45以上參數(shù)的選取是主要依據(jù)經(jīng)驗公式計算，同時參照樣機，做出的初步參數(shù)選定，這些參數(shù)只是初步選定，仍需做進一步改動、調整。1.3整機及各部分結構型式的初步確定1 整體式動臂有直動臂和彎動臂兩種。直動臂結構簡單輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機，一般不采用；整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，符合反鏟作業(yè)要求。整體式動臂結構簡單、低廉，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。用

19、于長期作業(yè)條件相似的挖掘機。 裝 訂 線 圖1.1 整體式動臂結構圖1-斗桿油缸 2-動臂 3-油管 4-動臂油缸 5-鏟斗 6-斗齒 7-加強板 8-連桿 9-搖臂 10-鏟斗油缸 11-斗桿2 組合式動臂主要優(yōu)點有：工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化進行調整，采用液壓缸連接時可以隨時進行無級調節(jié)；可以較合理的各類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結構要求，從而較簡單的解決主要構件的統(tǒng)一化問題；裝車運輸比較方便。其缺點是結構復雜，制造成本高。斗桿有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機都采用整體式斗桿，當需要調節(jié)斗桿長度或杠桿比時采用跟換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置24個可供調節(jié)時選擇的與動臂端部鉸接的孔。這

20、里采用整體式斗桿。 裝 訂 線 圖1.2 整體式斗桿液壓系統(tǒng)根據(jù)系統(tǒng)壓力和液壓泵特性可以分為中高壓和高壓定量系統(tǒng)、高壓變量系統(tǒng)。中高壓定量大多采用外嚙合齒輪泵，這種液壓泵結構簡單，工作可靠，尺寸小，重量輕，但是效率低；高壓定量系統(tǒng)采用徑向偏心柱塞泵，這種液壓泵結構不復雜，工作可靠，耐沖擊和振動，壓力高，壽命長，單調速困難；高壓變量系統(tǒng)大多采用恒功率調節(jié)的軸向柱塞泵，當外負荷變化時液壓泵能夠自動調節(jié)流量，達到充分利用發(fā)動機的目的，而且效率高。在中型和大型挖掘機中得到廣泛應用。參考徐工集團xe40液壓挖掘機和中聯(lián)重科ZE60E-l 液壓挖掘機初步選定高壓變量系統(tǒng)。單斗液壓挖掘機的變量系統(tǒng)大多是雙泵

21、雙回路，根據(jù)兩個回路的變量有無關聯(lián)，分為分功率和全功率變量兩種，分功率變量系統(tǒng)的功率利用較好，然而由于各回路的流量要分別調整，動作的配合比較困難，尤其是挖掘機行走時，司機必須經(jīng)常手控調速，使兩條履帶動作協(xié)調；全功率變量系統(tǒng)的功率利用很好，兩泵流量始終相等，司機易于掌握調速。初步選用全功率變量系統(tǒng)因此，初步選用雙泵雙回路全功率高壓變量液壓系統(tǒng)。 裝 訂 線 圖1.3 雙泵高壓變量液壓系統(tǒng)全回轉的回轉機構，按液壓機的結構型式可分為“高速方案”和“低速方案”兩類。高速液壓馬達具有體積小，效率高，不需背壓補油，便于設置小制動器，發(fā)熱和功率損失小，工作可靠，可以與軸向柱塞泵的零件通用等優(yōu)點，低速大扭矩液

22、壓馬達具有零件少，傳動簡單，起動制動性能好，使用壽命長等優(yōu)點。在高速方案中采用彎軸式軸向柱塞液壓馬達占多數(shù)，回轉支承分為單排滾球式、雙排滾球式、交叉滾柱式和組合滾子式。使用最廣泛的是單排滾球式、雙排滾球式、交叉滾柱式三種，其中雙排滾球式采用較多。初選高速彎軸式軸向柱塞液壓馬達，雙排滾球式回轉支承。1.4功率參數(shù)及發(fā)動機的初步選定發(fā)動機功率；液壓功率 發(fā)動機功率、液壓功率N=k·G型號、生產(chǎn)廠家、性能指標小松 3D88E-5發(fā)動機 生產(chǎn)廠家：小松集團表1.3 發(fā)動機參數(shù)發(fā)動機型號: 額定功率(Kw/rpm:排量(L:小松 3D88E-5 21.7/2400 1.642冷卻方式: 裝 訂

23、 線 工作形式:水冷4沖程、水冷直列式、直噴發(fā)動機，行程:102.4mm,缸徑:87mm。1.5回轉速度、工作循環(huán)時間及生產(chǎn)率的估算依據(jù)經(jīng)驗公式： 1、回轉速度： n =K n G 得n=11.6（r|min） 2、工作循環(huán)時間： t z 0得t z0=12.90s 3、理論生產(chǎn)率：3Q 0=3600q (m h 其中q=0.15m3-(r min Kn =15=k z 0G (s 其中k z0=10得Q 0=41.86（m 3|h）以上參數(shù)都是經(jīng)驗公式的初步估算，如有需要可適當調整。第二章 履帶式液壓挖掘機工作裝置設計 裝 訂 線 工作裝置的設計要滿足任務書的要求以及結構上的合理。挖掘機的工

24、作裝置包括動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸、連桿機構，本設計要求確定挖掘機的工作范圍，并且對各個液壓缸進行計算校核。下圖為挖掘機的工作裝置圖。圖2.1 挖掘機工作裝置簡圖2.1確定工作裝置的幾何尺寸選擇斗形參數(shù)時，一般考慮以下兩個因素： （1）、轉斗挖掘時盡量使挖掘阻力小些； （2）、轉斗挖掘時盡量降低其挖掘能容量。鏟斗的四個主要參數(shù)為斗容量q ，平均斗寬B ，轉斗挖掘半徑R 和轉斗挖據(jù)裝滿轉角2。R 、B 及2與q 之間有以下幾何關系： q =1R 2B (2-sin 2 ks2當q 一定時最大挖掘阻力W 1max 及轉斗挖掘能容量E 隨著R 的增大而下降。但B 和R 大到一定

25、程度，綜合反映到2<90°后，W 1max 和E 下降漸緩，且B 的增大，使附加載荷引起的對工作裝置的扭矩和水平轉矩隨之增大全面考慮?？扇?=90° 裝 訂 線 100°，若2>100°則W 1max 太大；若2<90°則B 或R 太大。在q 0.25m ³時R 和B 對W 1max 的影響差不多。從能量的觀點看，不論q 如何，B 對E 的影響遠遠大于R ，設計時應兼顧W 1max 和E 兩方面，希望兩者都小些，因此R 和B 兩值不宜相差懸殊。綜合考慮，選?。?依據(jù)公式=96，B =0.65，k s =1.25q =

26、12R B (2-sin 2 k s 2計算確定R=0.73611及l(fā) 5取值對挖掘機性能有影響。l 5取值過大將使油缸力臂值增大，回轉支承受力變大，閉鎖力上升，動臂擺角減小，作業(yè)范圍減小，且使動臂座尺寸變大，給制造和安裝帶來不便；11的值取的過大，使特性系數(shù)k s 值增大，提升能力下降。類比其它樣機，取l 5（300450mm （小挖）；600800mm （中挖）11（65°左右）A 點位置的確定： x A = y AD+200mm 左右 D回轉支承外徑 2=平臺離地高度+150mm左右計算得出:x A類比后取平臺離地高度（600650mm （小挖）；11001150mm （中挖）

27、=450mm 、y A =750mmC 點位置的確定： x C =x A -l 5cos 11y C =y A -sin 11 裝 訂 線 計算得出x C =250mm 、y C =1113mm推薦采用整體式彎動臂，考慮挖深及結構強度，取動臂彎角為1（130°左右）；l 1特性參數(shù)k 1=（1.65左右）。l 2確定動臂及斗桿l 1、l 2的長度，要滿足作業(yè)要求。 根據(jù)經(jīng)驗公式： l =R 1-l 321+k 1l 1=k 1l 2其中R 1為最大挖掘半徑，由設計要求知R 1=5650mm ，由前面機體尺寸的初步確定知l 3=832mm ，取K 1=1.65代入公式中計算得l 1=2

28、999.9mm ，l 2=1818.1mm 。圓整后取l 1=CF =3000mm , l 2=1820mm 。由于反鏟挖掘機以挖掘深度為主指標，故取特性參數(shù)k 3在CZF 中（見前圖）根據(jù)1，l 1求： l =41 l 42=1.3。k 3l 4 12l 422+l 2-l 14 1 39=ZFC =arc cos2l 42l 1將l 1=3000mm , l 2=1820mm , K 3=1.3, 1=130°帶入以上三式計算得l 41=CZ =1440mm , l 42=ZF =1870mm , 39=21.5°。油缸鉸點的布置綜合考慮了結構件的強度、油缸本身以及安裝

29、特性，經(jīng)作圖湊出：l 6、l 7、l 8、l 22。斗桿機構的設計應滿足： 裝 訂 線 （1）、斗桿機構應滿足斗桿轉角的要求，擺角應在105°125°之間，在滿足工作范圍等前提下本機去108°；（2）斗桿油缸全伸時，鏟斗任意轉動不得碰動臂； （3）保證足夠得挖掘力及必要得閉鎖能力。 確定斗桿油缸下鉸點：D 點與動臂間得距離應盡量小些，為使動臂與斗桿油缸不發(fā)生干涉。油缸與動臂之間應留有10mm 左右得間隙。斗桿尾部半徑l 9從閉鎖考慮，可按經(jīng)驗公式： l 9=(11 (l 2+l 345.3將有關數(shù)據(jù)代入計算得l 9=500663mm 取l 9=EF =500mm斗

30、桿上EFQ 取決于結構因素，并考慮到共作范圍一般在130°170°取EFQ=140°。（1）鏟斗連桿機構設計時應滿足： 轉角要求為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的最大轉角3max 一般在150°180°。鏟斗在挖掘過程中轉角大致為90°110°。鏟斗仰角范圍一般為0°30°。這樣還可以適應挖掘深溝及垂直側壁得作業(yè)要求，不使斗底先于斗齒接觸土地。同時，鏟斗的轉角范圍還應該滿足，當動臂油缸處于最短即：L 1=L 1min ，斗桿油缸處于最短即：L 2=L 2min ，鏟斗油缸處于最長即L 3=L

31、3max 時，鏟斗l 3與地面的夾角45º。挖掘力的變化與阻力變化一致鏟斗機構最大理論挖掘力應與最大挖掘阻力相適應，一般在-10°開挖，最大挖掘力出現(xiàn)在25°35°處。 裝 訂 線 幾何相容連桿機構設計還需要滿足幾何相容，要保證連桿機構三角形、四邊形在油缸得全行程中任一瞬時斗不被破壞，并且各個構件間不發(fā)生干涉碰撞。（2）鏟斗連桿機構的型式選擇反鏟鏟斗機構有四連桿的，也有六連桿的，推薦采用六連桿機構。 （3）鏟斗連桿機構的參數(shù)選擇為滿足幾何相容條件，由經(jīng)驗公式可計算連桿各構件的尺寸參數(shù)。1l 24=KQ =(0.30.38l 3=l 3=(249.6316

32、.163取l 24=KQ =300mmFQN =00±80；取FQN=0°10=9501150；取10=105°l 21=(0.70.8 l 24=(210240mm ; 取l 21=230mml 29=1.5l 24=450mm確定l 14=500mm鏟斗油缸在伸縮過程中，由于設計過程中油缸及斗桿間留由10mm 左右得間隙，使兩者不發(fā)生干涉。鏟斗油缸下鉸點位置的確定：l 11=EG =370mml 10=FG =420mm2.2挖掘阻力、油缸作用力、閉鎖力挖掘力計算轉斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而明顯變化。 切削阻力的切向分力：W 1=C R 1-cos

33、 max1.35BAZX +Dcos(max -其中 C 表示土壤硬度的系數(shù)，對III 級土宜取C=90150；取C=120 裝 訂 線 R 轉斗切削半徑；取R =l 3=832mm挖掘過程中鏟斗總轉角的一半；本設計中取max =48° m a x鏟斗的瞬時轉角；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m ；本設計中取b=0.54m，B=2.4A 切削角變化影響系數(shù)，取A=1.3；Z 帶有斗齒的系數(shù)，Z=0.75（無斗齒時，Z=1）；X 斗側壁厚度影響系數(shù)，X=1+0.03s，其中s 為側壁厚度，單位為cm ，初步設計時可取X=1.15；D 切削刃擠壓

34、土壤的力，根據(jù)斗容量大小在10000-17000N 范圍內選取。當斗容量q 0.5m 3時D 應小于10000N 。（推薦8000N （小挖）12000 N（中挖）本設計中取D=8000N。取不同的一組列表計算鏟斗挖掘阻力W 1。結果如表2.1所示。表2.1 不同位置切削阻力計算列表 短是0°為起點） 裝 訂 線 圖2.2 切削阻力隨瞬時轉角變化曲線轉斗挖掘裝土阻力的切向分力： W 1' =q cos 式中 密實狀態(tài)下土壤容重，單位為N /m 3；挖掘起點和終點間連線ab 方向與水平線的夾角； 土壤與鋼的摩擦系數(shù)。計算表明：W 1/與W 1相比很小，可忽略不計。當=max ，

35、=0時出現(xiàn)轉斗挖掘最大切向分力W 1max ：W 1max =C R (1-cos max 1.35BAZX +D =36274N試驗表明法向挖掘阻力W 2的指向是可變的，數(shù)值也較小，一般W 2=0-0.2W 1。土質愈均勻，W 2愈小。從隨機統(tǒng)計的角度看，取法向分力W 2為零來簡化計算是允許的。這樣W 1max 就可看作為轉斗挖掘的最大阻力。轉斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力計算。也即把半月形切削斷面看作等面積的的條形斷面，條形斷面長度等于斗齒轉過的圓弧長度與其相應之弦的平均值，平均切削厚度為：R 2-sin 2R -90sin 2 (h =+180sin R +sin 180R 2

36、平均挖掘阻力為: 裝 訂 線 R (3.1416-90sin 2W 1J =C 3.1416+180sin 1.35bAZX +D斗桿挖掘時切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中可視為常數(shù)。一般取斗桿在挖掘過程中的總轉角為g =5080，在轉角行程中鏟斗被裝滿。這時斗齒的實際行程為：S =0.01745r 6g式中 r 6斗桿挖掘時的切削半徑，r 6=FV 。在本設計中r 6=FV =l 2=1820mm斗桿挖掘時的切削厚度h g 可按下式計算：h g =q q =BSK s 0.01745r 6g B斗桿挖掘阻力為：W 1g =K 0h 0B =K 0q 0.01745r 6g K s當取級土壤

37、時，K 0=10，K s =1.25。W 1g =K 0h 0B =K 0q 0.01745r 6g K s式中 K 0挖掘比阻力，當取主要挖掘土壤的K 0時可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土質K 0值時則得最大挖掘阻力。g 斗桿挖掘時鏟斗轉角，該轉角主要為避免挖掘時，斗底接觸土壤，一般g =50°80°。本設計中取g =60°。液壓缸推薦選用工程機械用內卡鍵式液壓缸，動臂、斗桿、鏟斗三組油缸均通過 裝 訂 線 類比選用（缸徑80mm ，桿徑40mm 左右）。確定的油缸參數(shù)列表。（1）動臂油缸的確定（如圖2.3）將鏟斗轉到最大卸載高度和最大挖掘深度處，此時，動

38、臂油缸分別處于最短和最長，最短處ACB=35°，最長處ACB=127°。缸徑80mm ，桿徑40mm 的油缸值大約為365mm 以C 為圓點畫圓，直到2AB min -AB max =365mm ，此時A B m m , A =B i m a =x 1567mn9。同時也能確定動臂油缸鉸點66m m B 的位置得出動臂油缸參數(shù)如表2.2所示：表2.2 動臂油缸參數(shù)列表 圖2.3 動臂油缸的確定（2）斗桿油缸的確定（如圖2.4）在斗桿在初始位置和最大轉角處斗桿油缸最短和最長，以兩個位置斗桿的E 點作圓，且滿足兩倍最短減去最長結果為365mm 。得到的交點就是斗桿鉸點D 變化不

39、同的半徑得到合適的D 點。通過作圖得到ED min =1160mm , ED max =1960mm , DF =1544mm , CD =1763mm斗桿油缸參數(shù)如表2.3所示表2.3 斗桿油缸參數(shù)列表 裝 訂 線 圖2.4 斗桿油缸的確定（3）鏟斗油缸的確定（如圖2.5）取鏟斗轉角為170°，使其在初始位置和最大轉角處以H 點為圓心畫圓，且 兩圓半徑滿足兩倍小圓半徑減去大圓半徑結果約為365，交點極為鏟斗油缸鉸點，以不同的半徑作圓，直到出現(xiàn)合適的G 點。通過作圖法得到：GH min =1200mm , GH max =2040mm ；由圖上測量出EG=370mm，F(xiàn)G=423mm

40、。鏟斗油缸參數(shù)如表3.4所示。表2.4 鏟斗油缸參數(shù)列表 裝 訂 線 圖2.5 鏟斗油缸的確定反鏟裝置主要采用斗桿液壓缸或鏟斗液壓缸進行挖掘。假定不考慮下列因素： （1）工作裝置自重和土重； （2）液壓系統(tǒng)和連桿機構的效率； （3）工作液壓缸的背壓；（4）不考慮其他因素如停機面坡度、分力、慣性力、動載等因素的影響。 工作液壓缸外伸時由該液壓缸理論推力所能產(chǎn)生的斗齒切向挖掘力稱為工作液壓缸的理論挖掘力如圖所示，鏟斗挖掘時鏟斗液壓缸的理論挖掘力為：P 0D =P 3r 1r 3=P 3i =f (L 3 r 2l 3式中 P 鏟斗液壓缸的理論推力，P 33面積，=F 3p ，F(xiàn) 3為鏟斗液壓桿大腔

41、作用p 為液壓系統(tǒng)工作壓力；4(8010-3 2=100675P 3=F 3p =20106r 1、r 2、r 3力臂值。借助CAD 作圖，在鏟斗轉到不同角度值時測量得到，如圖2.6為鏟斗轉到40°時的力臂值。 裝 訂 線 圖2.6 連桿機構力臂測量簡圖鏟斗轉不同角度下測量得到的力臂值以及計算如下表2.5所示（以鏟斗油缸最短是為0°起點）表2.5 鏟斗連桿機構不同轉角下的力臂值及理論挖掘阻力計算值 油缸最短是為0°起點）。 裝 訂 線 圖2.7 理論挖掘力隨鏟斗轉角變化的曲線將鏟斗理論挖掘力與切削阻力繪制在一張圖上如圖2.8所示（以鏟斗油缸最短是0°起點

42、） 圖2.8 鏟斗理論挖掘力與切削阻力匹配關系圖從圖中可以看出，從挖掘力與挖掘阻力相匹配來看，鏟斗油缸及鏟斗機構滿足設計要求。斗桿液壓缸的理論挖掘力為：P 0Q =P 2r 5=f (L 2, L 3 r 6式中 P 2斗桿液壓缸的理論推力，P ，其中F 2為斗桿液壓缸大腔作用2=F 2p 面積，p 為液壓系統(tǒng)工作壓力。D 2=20106(8010-3 2=100675N44P 2=F 2p =F 2r 5，r 6力臂值。借助CAD 圖，在斗桿轉到不同角度時測量得到，如圖2.9為斗桿轉到80°時測量值 裝 訂 線 圖2.9 斗桿機構力臂測量簡圖斗桿轉到不同角度下測量得到的力臂值及理論

43、挖掘力計算值見表3.6（以斗桿油缸最短是為0°起點）表2.6 斗桿機構不同位置下的力臂值及理論挖掘力計算值 為0°起點）。 裝 訂 線 圖2.10 斗桿理論挖掘力隨斗桿瞬時轉角變化曲線圖將斗桿理論挖掘力與挖掘阻力繪制在一張圖上如圖2.11所示（以斗桿油缸最短是為0°起點） 圖2.11 斗桿理論挖掘力與斗桿挖掘阻力匹配關系圖臂油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到達最高和最遠的位置?？蛇x用三個計算位置：從最大挖掘深度處提起滿載斗； 最大挖掘半徑時舉起滿載斗； 最大卸載高度時提動滿載斗。對動臂在轉臺上的鉸點C 取矩，可以得到各位置下所

44、需的動臂液壓缸作用力：P =(G i r i +G t r t 1i =16式中 G i 工作裝置各構件的重量，初步設計時可通過經(jīng)驗公式法取用； 裝 訂 線 G t 斗中土重；G t =(1.61.8 0.15=0.240.27t ；取土重為0.25t r i 和r t 各構件及斗內土壤重心到點C 的力臂。（1）、反鏟工作裝置各部分質量計算根據(jù)國內幾種反鏟裝置的構件近似質量表，經(jīng)類比法得出以下參數(shù)： 工況：最大挖深時滿斗提升，此時動臂油缸全縮，斗桿垂直地面，鏟斗轉至水平，這時計土重和工裝重。2F t e =G 1r 2+G 2r 2+G 3r 3+G 4r 4+G 5r 5+G 6r 6+G

45、t r t通過作圖得各個構件到C 點的力臂，如圖2.12。求得F t ，F(xiàn) t =26000N ，動臂缸推力為100531N ，提升力動臂缸推力。 即工況一合格圖2.12 工況一各個構件力臂值工況：最大卸載高度滿斗提升2F t e =G 1r 1+G 2r 2+G 3r 3+G 4r 4+G 5r 5+G 6r 6通過作圖得各個構件到C 點的力臂如圖2.13。 裝 訂 線 求得F t =19279N，動臂缸推力為100531N ，提升力動臂缸推力。 即工況二合格 圖2.13 工況二各個構件力臂值工況：最大卸載半徑滿斗提升2F t e =G 1r 1+G 2r 2+G 3r 3+G 4r 4+G

46、 5r 5+G 6r 6通過作圖得到各個構件到C 點的力臂如圖2.14。求得F t =18336N，動臂缸推力為100531N ，提升力動臂缸推力。 即工況三合格 圖2.14 工況三各個構件力臂值確定合理的液壓缸閉鎖能力是保證挖掘力得到充分發(fā)揮的基本條件之一。在挖掘范圍內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，一般常選定幾個反鏟作業(yè)的主要工況作為計算位置來計算各液壓缸應用的閉鎖力，使之在該工 裝 訂 線 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。為確定各液壓缸的閉鎖壓力，選用以下三個計算位置：在主要挖掘區(qū)內對以下幾種工況的油缸閉鎖力進行校核（三

47、種工況均作圖分析）。工況：動臂最低，斗桿垂直于地面，鏟斗挖掘最大，并且作用力臂最大。 動臂缸小腔閉鎖（如圖2.15）s 2p b 1e +G i r i =W 1r 9+W 2r 8i =27由工況下的W 1、W 20.1W 1，求得p b 1，判斷是否油缸的閉鎖壓力，判斷該工況下動臂油缸是否閉鎖。W 1=P 3r 1r 3G 3r 5-=36140N , W 2=0.1W 1=3614N r 2l 3l 3對F 點取矩計算斗桿油缸閉鎖壓力，斗桿油缸大腔閉鎖?？傻玫蕉窏U液壓缸所受的被動作用力P 2' =G 3r 5-G 2r 6+W 1r 7+W 2r 8e 2式中：G3鏟斗質量，G3

48、=860N；G2斗桿、轉斗液壓缸及連桿機構總重，G2=2470N。通過CAD 作圖得各個力臂值（如圖3.14）將各個數(shù)據(jù)代入計算得P 2' =117320N , P 2' 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100531N ，而小于117320N ，先染液壓缸會回縮。為防止液壓缸回縮，限壓閥的調定壓力應高于液壓缸工作壓力，超出百分比為P 2' -P 2117320-100531=100%=16.7% P 2100531同時對C 點取矩，求得動臂液壓缸所受的被動作用力' P 1=G 3r 10+G 2r 11+