毕业设计（论文）-小型液压挖掘机挖掘工作装置设计

毕业设计（论文）-小型液压挖掘机挖掘工作装置设计 小型液压挖掘机挖掘工作装置设计 摘要 应用于建筑行业，排水灌溉，采矿，清除障碍和露天开矿等各 挖掘机广泛的 种场合。它对减轻繁重的体力劳动，保证工程的质量，加快建设的速度，提高劳 动的生产率起到了巨大的作用。 随着液压传动的技术在工程机械上广泛应用，单斗液压挖掘机也有了迅速的 发展。液压挖掘机具有质量轻、体积小、结构紧凑、挖掘力大、操纵轻便，以及 易实现无级变速和自动控制等一系列的优点。为了能满足不同的作业要求，其工 作装置也有很多类型。例如:正铲，反铲，牵引绳，塔式等。在上述的工作装置 中，反铲挖掘机应用的最为广泛，因而合理设计工作装置具有十分重要的意义。 本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、连杆机构等组成的小型液压挖掘机工作 装置进行设计。具体内容包括以下的五部分: 挖掘机工作装置的总体设计; 挖 掘机的工作装置详细的机构运动学分析;工作装置各部分的基本尺寸的计算和验 证;工作装置主要部件的结构设计。通过静强度与动强度分析，得出了工作装置 在静载荷下结构是安全的。并利用同类机械的的参数做相应的调试，得出一套较 合理的参数，为后续的工作打好了基础。 关键词:挖掘机;液压;动臂;斗杆;铲斗 THE DESIGN OF WORKING DEVICE OF SMALL HYDRAULIC EXCAVATOR ABSTRACT Excavators are widely used in all branches of constructions, to drain and irrigate land, extract useful minerals, the removal of obstacle and the open-cast excavation of coal and ore. They play a tremendous role in relieving labor force, ensuring project quality, accelerating the speed of construction and improving the labor productivity. With the great development of hydraulic technology, the single bucket hydraulic excavator has been improving greatly. The hydraulic excavator is provided a great many advantages,such as light weight, small volume, compact structure, powerful dig force, easy operate, continuous variable velocity, automatic controls and so on.In order to meet the different requirements, the working device also has many types. For example: dipper shovel, pull shovel,dragline, jib crane, tower crane and so on.In the above work device, backhoe excavator is used most widely, so the rational design of work device is of great significance. In this paper, mainly by the boom, bucket rod, bucket, excavator linkage component of small hydraulic excavator working device design. It includes the 2 following several parts:the overall design of excavator work device; excavator working device detailed kinematics analysis; the basic size calculation and verification of each part of Working device ; Through the static strength and dynamic strength analysis, the device under static loading structure is safe. Use the same mechanical parameters of the commissioning, to derive a set of reasonable parameters, for the follow-up work to lay a good foundation. KeyWord: Excavator; Hydraulic; Movable arm,Dipper,Bucket 目录 1 绪论……………………………………………………………………………1 1.1 课 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 设计的背景和意义………………………………………………………1 1.2 挖掘机的行业现状……………………………………………………………1 1.3 挖掘机技术发展趋势…………………………………………………………2 1.4 工程机械的前景展望…………………………………………………………3 2 小型液压挖掘机反铲工作装置结构方案设计…………………………………3 2.1 引言……………………………………………………………………………3 2.2 液压挖掘机的工作原理与基本组成分析……………………………………3 2.3 反铲工作装置的结构设计方案分析…………………………………………5 2.3.1 反铲工作装置的结构形式及结构特点……………………………………5 2.4 本章小结………………………………………………………………………7 3 小型液压挖掘机反铲工作装置参数设计………………………………………7 3.1 工作装置的设计原则与参数说明……………………………………………7 3.1.1 反铲工作装置的设计原则…………………………………………………7 3.1.2 机构自身的几何参数设计…………………………………………………8 3.2 反铲工作装置几何参数的设计计算…………………………………………8 3.2.1 铲斗机构主要参数的设计计算过程………………………………………8 3.2.2 动臂结构参数的计算过程…………………………………………………9 3.2.3斗杆机构及斗杆液压缸参数的设计计算…………………………………13 3.2.4 铲斗机构及铲斗液压缸主要参数的设计过程……………………………15 3.2.5 动臂液压缸的设计计算……………………………………………………18 3.2.6 液压系统闭锁压力的确定分析……………………………………………20 4 反铲工作装置的载荷分析计算…………………………………………………21 4.1 工况分析以及确定不利工况…………………………………………………21 4.2 第一种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算………………………………24 4.3 第二种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算………………………………28 4.4 第三种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算………………………………32 4.5 斗杆内力图分析………………………………………………………………37 4.6 动臂内力图分析………………………………………………………………38 5 挖掘机工作装置截面尺寸的设计与校核………………………………………40 3 5.1 工作装置斗杆截面尺寸的设计与校核………………………………………41 5.1.1 斗杆的强度校核……………………………………………………………41 5.1.2 斗杆稳定性校核……………………………………………………………42 5.1.3 铰座挤压强度校核…………………………………………………………42 5.2 动臂截面尺寸设计与校核……………………………………………………43 5.2.1 动臂强度校核………………………………………………………………44 5.2.2 动臂稳定性校核……………………………………………………………46 5.2.3 铰座的挤压强度校核………………………………………………………46 6 结论………………………………………………………………………………58 参考文献……………………………………………………………………………59 致谢…………………………………………………………………………………50 1 绪论 1.1 课题设计的背景和意义 总所周知，我国是一个发展中的国家，在其广阔的土地上正在进行着大规模 土石方施工机械为建设服务，而我们知道液压挖掘机是经济建设，这就需要很多 一类最重要的土石方的施工机械。它有适应性强、作业效率高等优点，而这是施工单位所重视的。因而，在我国存在一个巨大的液压挖掘机的市场。近年来，从 产量在不断地增加中:1994 年时全以下数据我们可以看出我国液压挖掘机的生 国液压挖掘机的产量是2010台，1995 年是2366 台，1996 年产量则达到3104 台，1997 年是3341 台，1998 年产量则达到4021 台，而1999 年全国液压挖掘机的产量将近6000 台，要比1998 年增长了近40%。从1994 年到1999 年这近5 年的 [1]时间里，我国液压挖掘机的产量翻了两番。另外一方面，现在广大的用户，各级施工单位越来越看重液压挖掘机在施工中的作业。用液压挖掘机在很多场合来替换装载机和推土机进行施工作业的合理性越来越明显。因此，我们可肯定液压 [2]挖掘机发展空间是很大的。 我国经济建设在不断发展，液压挖掘机的需求量也将逐年的增长。我们可以预测，今后的几年里我国的液压挖掘机行业将有一个很大的发展空间。国内市场， [3]主要由交通运输工业，能源工业，原材料工业等领域组成。科学在不断的发展，社会在不断进步，则对挖掘机各方面的性能要求也将不断的提高。国内外的各个生产厂家都在积极的采用新技术、新工艺、新结构来提高其使用性能。如德国阿特拉斯公司所生产的挖掘机则装有新兴的发动机转速的调节装置，使挖掘机能按 4]照最适合其作业所要求的速度来进行工作。 液压挖掘机主要是由发动机、工作装置、液压系统、、行走装置和电气控制等部分所组成的。其工作装置是直接用来完成挖掘任务的装置，它则是由动臂、斗杆、铲斗等三部分的铰接而成。动臂的起落、斗杆的伸缩和铲斗的转动都是用往复式双作用液压油缸来控制的。工作装置是其重要组成部分，直接的影响挖掘机的工作状态。本次毕业设计将围绕液压挖掘机的工作装置来进行设计。 [1][2]1.2 挖掘机的行业现状 自从20 世纪90 年代来，中国经济就快速的发展，中国的工程机械行业也步入快速的发展期。近些年来，小型的工程机械作为后起之秀，在施工作业过程 1 第 页 共50页 中，开始有部分取代了中大型机械的位置，受到了用户的欢迎。目前，我国的小型液压挖掘机市场正处在高速发展的阶段。随着我国的城镇化进程向广度和深度的发展，其工程的业务量所占社会施工总量的比重也会越来越大。据估算，一台10 吨位的小型挖掘机作业效率相当于30,50 个劳动力，这样就极大地降低了施工和管理的成本，使得小型挖掘机的需求量也在不断上升。我们知道2002年的行业销售量仅有1400 多台，而到了2006 年却达到了1.7 万余台，到2007 年就已达2 万余台，而2008 年刚过去几个月，就已呈现出长足增长态势。许多国外的企业在中国加大投资，进军小挖产业这正是他们看好中国的工程机械市场具体的表现。从市场的份额来讲，国内的小型挖掘机市场主要还是以斗山、现代、小松和日立等日韩的品牌为主，约占整个行业销量的一半以上。本土的小型挖掘机经山河智能、玉柴等供应商多年努力，也正在逐步得扩大市场占有率。目前国内小挖企业市场的份额每年都有大幅攀升。 近几年来，小型挖掘机的市场持续强力的增长，特别在出口方面，小型挖掘机对我国的工程机械行业出口市场起到一定的引领作用。我国本土的小型挖掘机有质优价廉，性价比高等优势，也受到了海外市场的青睐。2007 年我国的小型挖掘机市场销量突破2 万台大关，其中的近20,小挖销量则是出口海外市场的，其中国内有些小挖制造商的出口比例则达到40,以上，以满足海外市场需求。 [5]1.3 挖掘机技术发展趋势 自20 世纪后期开始，挖掘机的生产则向多功能化、自动化和专用化的方向 来发展。 (1)需开发多品种、多功能、高效率及高质量的挖掘机。为了满足市政和农田建设的需求，国外有发展了斗容量在0.25m3 以下的微型的挖掘机，最小的斗容量仅为0.01m3。此外，数量最多的中、小型的挖掘机则趋向于一机多能，配备多种工作装置—除了正铲、反铲外，还配备起重、抓斗、装载斗、耙齿、破碎锥、振捣器、集装叉、铰盘及拉铲等，以能满足各种施工的需求。 (2)迅速的发展全液压式的挖掘机，不断改进和革新其控制方式，使挖掘机能由简单的杠杆操纵而发展到液压操纵、液压伺服操纵、气压操纵和电气控制、无线电遥控及电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业时，能采用无线电操纵，能利用电子计算机控制接收器与激光导向相结合，能实现挖掘机作业操纵完全自动化。 (3)要重视采用新的技术、新的工艺、新的结构，加快 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化、系列化、通用化的发展速度。如美国的林肯贝尔特公司推出的新C 系列LS-5800 型液压挖掘机则安装了全自动的控制液压系统，可以自动的调节流量，能避免驱动功率的浪费。同时还安装了CAPS(计算机辅助功率系统)，这样提高了挖掘机的作业功率，能更好地来发挥液压系统的功能;日本住友公司所生产的FJ 系列的五种新型号的挖掘机配有能与液压回路相连接的计算机辅助功率的控制系统，能运用精控模式来选择系统，以减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并且延长了零件的使用寿命;德国的利勃海尔公司则开发了ECO(电子控制作业)的操纵装置，可以根据作业的要求来调节挖掘机作业性能，这取得高效率、低油耗的好效果。韩国的大宇公司则在DH280 型挖掘机上采用EPOS——电子功率优化系统，能根据发动机负荷的变化，来自动调节液压泵吸收的功率，能使发动机转速始终保持在额定的转速附近，即发动机始终能以全功率运转，这就既充分利用了发动机的功率，同时又防止了发动机因过载而熄火。美国卡特彼勒公司则在新型的B 系 2 第 页 共50页 统挖掘机上采用最新设计的3114T 型柴油机及扭矩载荷传感压力系统、功率方式选择器等，来进一步提高挖掘机作业效率和稳定性。 (4)要注意加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的工作条件。液压挖掘机要采用带坠物保护结构和倾翻保护结构形式的驾驶室，还要安装可以调节的弹性座椅，应用隔音措施来降低噪声干扰。 (5)更新设计的理论，提高装置的可靠性，延长其使用寿命。美、英、日等国推广采用了有限寿命设计理论，用来代替传统的无限寿命设计的理论和 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 ，并且将疲劳损伤累计理论、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术等先进技术应用到液压挖掘机的强度研究的方面，这促进了产品的优质高效率和竞争力。美国以提出了考核动强度的动态设计的分析方法，并且创了预测产品失效和更新的理论。在以上基础理论的指导下，借助大量试验，从而缩短了新产品研究周期，也加速了液压挖掘机更新和换代的进程，并且提高了其可靠 [6]性和耐久性。 (6)进一步改善液压系统以及迅速扩展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。由于变量系统在油泵工作的过程中，压力减小时和增大流量变化时，能使液压泵功率保持恒定，因而，中、小型的液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的趋 使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的势。此外，液压技术在挖掘机上的 对挖掘机工作效率、节能环保、操作轻便、应用与推广中创造了条件。随着用户 可靠耐用等方面性能要求的提高，这就促使了机电一体化在液压挖掘机上的应用，并且使其各种性能有质的飞跃。 1.4 工程机械的前景展望 挖掘机市场将持续呈现波浪型的发展。在今后的一个时期里，挖掘机市场火爆式的炎夏可能难以遇到，我们期待温暖、生机勃勃的春天的到来。同时也期望挖掘机市场能持续、稳定、健康的发展状态。本次的设计我将在前人已有的科技成果上努力探讨新的科技方法，争取做出具有特色的设计来。 2 小型液压挖掘机反铲工作装置结构方案设计 2.1 引言 单斗液压挖掘机是指一种装有一只铲斗并且采用液压传动来进行挖掘作业的机械。它在建筑、水利、电力、筑路等工程以及天然气管道和现代军事工程中广泛使用。它是挖掘机械中很重要的机种。 单斗液压挖掘机的工作过程是用铲斗的切削刃切削土壤并将土装入铲斗内，当斗装满后提升。接着回转到卸土位置进行卸土，当卸空后铲斗转回并下降到地面上进行下一次的挖掘。挖掘机挖完一段土后，机械则移动一段距离，同时一边继续作业。因此单斗液压挖掘机是一种能够进行周期性作业的自行式土方机械。[7] [8]2.2 液压挖掘机的工作原理与基本组成分析 为了实现周期性作业的要求，单斗液压挖掘机有以下基本组成部分:工作装置、动力装置、回转装置、传动操作机构、行走装置和辅助设备等。常用的全回转式挖掘机，它的动力装置、回转机构、传动机构的主要部分、辅助设备和驾驶 3 第 页 共50页 室等都装在转台上，这个转台称上部转台。由此也可以讲这种挖掘机主要由工作装置、行走装置和上部转台三大部分组成。挖掘机各部分的构造、性能及其综合的效果是由基本性能决定的。 如图2-1所示，它是液压挖掘机的基本组成及传动示意图。柴油机通过驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油传送给液压执行元件来驱动相应的机构进行工作。 连杆机构原理在液压挖掘机的工作装置中得到了运用，挖掘机各部分运动是通过液压缸的伸缩来实现的。其中臂下铰点铰接在转台上，通过动臂钢的伸缩运动，使动臂同整个工作装置绕动臂下铰点进行转动。斗杆依靠斗杆钢绕动臂上铰点转动;铲斗铰接于斗杆的前端，它通过铲斗缸和连杆绕斗杆前铰点转动。 在挖掘作业过程中，挖掘原理为通过接通回转马达，转动转台，使挖掘机的工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸，则小腔进油使液压缸回缩;当动臂下降至铲斗接触地面后，再操纵斗杆缸，此时液压缸大腔进油而伸长，使铲斗能够进行挖掘和装载土壤的工作。当铲斗装满土壤后，使工作装置转到卸载的位置，此时再操纵铲斗缸或着斗杆缸回缩，使铲斗翻转卸土。当土壤卸完后，工作装置再回转至挖掘位置，接着进行第二次挖掘循环工作。然而由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，在实际挖掘过程中，挖掘机的反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上面所描述的过程只是指一般的理想过程。 液压挖掘机由于采用三组液压缸使工作装置具有了三个自由度，则铲斗可以实现有限的平面转动，同时挖掘机通过液压马达驱动回转运动，使铲斗运动能够扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走装置使挖掘空间沿水平方向得到间歇地扩大，从而能够满足挖掘作业的要求。 4 第 页 共50页 图2.1 液压挖掘机基本组成及传动示意图 1-铲斗2-斗杆3-动臂4-连杆5、6、7-液压油缸 ?-挖掘装置?-回转装置?-行走装置 2.3 反铲工作装置的结构设计方案分析 小型液压挖掘机挖掘工作装置是由动臂、斗杆、铲斗以及连杆机构和各工作液压缸组成的。工作装置是液压挖掘机不可缺少的一部分。在中小型液压挖掘机中，反铲工作装置是运用的最为主要的，同时它也是建筑型挖掘机的主要工作装置。 [8]2.3.1 反铲工作装置的结构形式及结构特点 2.3.1.1 动臂的结构形式及结构特点 动臂是工作装置中的主要构件，动臂的结构形式往往决定了斗杆的结构形式。反铲液压挖掘机的动臂结构可分为整体式和组合式。 整体式动臂可分为直动臂和弯动臂两种。而直动臂构造比较简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机中。采用整体式弯动臂则有利于获得较大的挖掘深度，适合反铲作业要求。它是目前应用最广泛的结构形式。整体式动臂的优点为结构简单，价格低廉，刚度相同时重量较组合式动臂要轻。它的缺点是能替换的工作装置较少，通用性比较差。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，长期用于作业条件相似的场合，采 5 第 页 共50页 用整体动臂结构比较合适。 组合式动臂大都为弯臂形式。它的组合方式有两类，一类是用辅助连杆连接，另一类则用螺栓连接。它的优点是工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整，同时互换工作装置较多。它的不足是制造成本高，比整体式动臂要重。 由于本次设计的目标对挖掘深度提出具体要求，且挖掘深度给定的目标参数比市场上同型号的挖掘机要大，则通过综合考虑，我的本次设计的动臂形式采用有利于获得较大挖掘深度的整体式弯动臂。同时其结构也简单，价格也相对低廉。 2.3.1.2 铲斗的结构形式 挖掘机铲斗的结构形状和参数的合理选择对挖掘机作业效果影响非常大。铲斗的作业对象很多，作业条件也大都不同，因此用一个铲斗来适应任何作业对象和条件比较困难。为了满足各种特定的工作情况，尽可能提高作业的效率，反铲装置常配有多种斗容量不同且结构形式各异的铲斗。目前，我国对铲斗结构形式的研究还处在现场试验、 实验室 17025实验室iso17025实验室认可实验室检查项目微生物实验室标识重点实验室计划 试验或者模型试验的阶段，还未建立较系统的理论。 铲斗得斗容量是本次设计的主要目标参数之一。故本次设计将以斗容量为依据，以部分的经验公式，反铲斗平均斗宽的统计值和推荐范围作为参考，以此确定铲斗的主要结构参数。 2.3.1.3 斗杆的结构形式 斗杆有整体式和组合式两种，大多数挖掘机都采用的是整体式斗杆，当需要调节斗杆的长度或者杠杆比时将采用更换斗杆的办法，或在斗杆上设置2,4 个可供调节时选择的和动臂端部铰接的孔。然而有的反铲采用组合式斗杆，即把加长杆拆去而成短斗杆。综合考虑本次设计将采用整体式斗杆，这种形式的斗杆在市场上也是最为常见的。 2.3.1.4 斗杆液压缸和动臂液压缸的布置方案 对于斗杆液压缸的布置，本次设计我将用以下方案。用一个斗杆液压缸，其支座支于动臂上方的凸缘上，其活塞杆与斗杆铰接。 动臂液压缸的连接，一般有以下两种布置方案。 第一种方案如图2.1.a 和2.1.b 中所示，挖掘机的动臂液压缸装在动臂的前下方。动臂的下支撑点可以设在转台回转中心之前，并且稍高于转台平面。它也可设在转台回转中心的后面，用来改善转台的受力情况，但使用反铲作业时动臂支点靠后布置将会影响挖掘深度。因此动臂液压缸一般都支于转台前部凸缘上。动臂液压缸的活塞杆端部与动臂的铰点通常有两种布置方案。一种是铰点设在动臂封闭箱体下方凸缘上;另一种则是铰点设在动臂箱体中间。 第二种方案如图2.1.c 和2.1.d中所示，动臂液压缸装在动臂的上方或者后方。这种方案的特点是动臂下降的幅度比较大。在挖掘时，特别是挖掘深度较大时动臂液压缸往往处在受压状态，闭锁能力比较强。尽管动臂提升时液压缸小腔进油，提升力矩也一般够用，提升速度也较快。因此作为专用的反铲装置这种方案可取。 综上所述，本次设计中动臂液压缸的布置方案将是:动臂液压缸装在动臂的前下方且动臂液压缸支于转台前部的凸缘上，动臂液压缸活塞杆端部与动臂的铰点将设在动臂封闭箱体下方的凸缘上。动臂下支撑点设在转台回转中心的前面。这样的动臂布置方案将有利于获得较大的挖掘深度，而动臂液压缸的布置也不会削弱动臂的结构强度。通过分析选择合适的动臂液压缸，动臂液压缸的闭锁力能保证挖掘机在主要挖掘区域内实现设计目标所需要的最大挖掘力，从而满足设计 6 第 页 共50页 的要求。 2.1 动臂液压缸的布置方案 2.3.1.5 铲斗液压缸的布置方式 铲斗液压缸与铲斗的连接一般有活塞杆端部与铲斗直接连接和铲斗液压缸通过摇杆和连杆与铲斗相连两种型式。第一种连接方式，铲斗、斗杆、与铲斗液压缸组成四连杆机构。第二种方式，它们与斗杆一起组成六连杆机构。在同样的液压缸行程下六连杆方式能得到较大的铲斗转角，这样改善了机构的传动性能。铲斗液压缸一般都只选用一个。因为传动比小，单个液压缸作用力已足以保证斗 [7]齿所需要的挖掘力。 综上所述，本次设计中铲斗液压缸与铲斗的连接将采用六连杆方式，以改善机构的传动性能。同时只采用一个铲斗液压缸。 2.4 本章小结 本章首先对液压挖掘机的整体组成及工作原理做了介绍，重点分析了液压挖掘机反铲工作装置的结构组成和工作特点，接着对工作装置中的各机构进行结构方案的选择，以便于借助计算机及相关资料进行方案的比较和参数的选择，为后面的设计打好基础。 3 小型液压挖掘机反铲工作装置参数设计 [8]3.1 反铲工作装置的设计原则和参数说明 怎样合理设计反铲工作装置的问题至今尚未得到理想地解决。在以前的设计中，多按经验，采取统计和作图试凑这三种方法。我们现在采用数解分析方法，并且结合电子计算机的辅助设计。这样对合理设计反铲装置有很大帮助。 3.1.1 反铲工作装置的设计原则 为了能合理的设计工作装置，设计中应满足以下要求: (1)整机挖掘力的大小及其分布情况在满足使用要求的同时要具有一定的先进性。 (2)主要工作尺寸及作业范围应能满足使用的要求。 (3)功率利用的情况要尽可能好，理论工作循环的时间要尽可能短。 (4)在确定铰点的布置，结构形式和截面尺寸形状时要尽可能使受力状态有利挖掘工作。在保证反铲装置强度，刚度和连接刚性的条件下应尽量的减轻结构自身重量。 7 第 页 共50页 (5)在作业条件复杂，使用情况多变时要考虑反铲装置的通用性。 (6)在采用变铰点构件或配套构件时应注意分清主次。在满足使用要求前提下力求选择替换的构件种类少，结构较简单，换装方便。 (7)为了使挖掘机运输尺寸小，行驶稳定性好，在运输或停放时工作装置应有合理的姿态。保证安全可靠的同时尽可能使油缸能卸载或减载。 (8)在对工作装置油缸设计时应考虑三化，采用系列参数，并尽可能减少油缸零件的种类，尤其是那些易损件的种类。 )工作装置的装拆和维修是难以避免的，因此它的结构形式和布置的设计要(9 便于装拆和维修，尤其应便于易损坏零件的更换。 (10)对于特殊使用要求应采用合理措施。 [11] 3.1.2 机构自身的几何参数设计 机构自身的几何参数设计是相当重要的一个环节。机构的自身几何参数有以下三类:第一类称原始参数，它是决定机构运动特性的必要参数。在这里主要选择的是长度参数作为原始参数;第二类称推倒参数，它是由第一类参数推算出来的，大多为运算中需要的角度参数;第三类则是作方案分析时比较所需要的其他的特性参数。反铲机构自身几何参数的相关计算及符号见图3.1中所示。 图3.1 反铲工作装置机构自身几何参数计算简图 在上图中我们可以看出:三角形CBF和三角形CDF为挖掘机的动臂机构，AB 为动臂油缸。由EGFNQ组合的形状为斗杆机构，其中的NQ 为摇杆和DE 为斗杆油缸，五边形MNQKH则为连杆机构，NM和MH 为连杆。三角形QKV 为铲斗机构，GM是铲斗油缸。 [8]3.2 反铲工作装置几何参数的设计计算 3.2.1 铲斗机构主要参数的设计计算过程 铲斗的四个主要参数是斗容量q，平均斗宽B，转斗的挖掘半径R和铲斗挖掘装满转角2?(这里的? =?max)。。B、R及2?三者与q之间的关系为: 12(3-1) q,RB(2,,sin2,)Ks2 式中:q —斗容量，取q=0.18m3(设计的目标参数); ? —铲斗挖掘装满转角的一半，铲斗在挖掘作业过程中的转角大致在 8 第 页 共50页 90?~ 110?范围内，本次设计中取2?=100??; 3 B —平均斗宽，设计中根据经验公式，及反铲铲斗平均，，B,1.0,1.4q斗宽统计值和推荐范围，取B=0.72m Ks—土壤松散系数，它的近似值取1.26 由公式(3-1)求得转斗挖掘半径为R=0.73m 铲斗上两个铰点K 与Q 之间的间距(如图3.2)的取值要适中，太大将影响铲斗机构传动特性，太小则影响铲斗机构的刚度，一般取特性参数 l24。 K,,0.3~0.382l3 故取。则 K,0.34l,lK,R,K,0.73，0.34,0.25m224322 000一般取角。则取 ,108,,,，KQV,95~1151010 图3.2 铲斗结构示意图 3.2.2 动臂结构参数的计算过程 3.2.2.1 动臂、斗杆长度尺寸设计 0000, 一般取动臂弯角，而小弯臂可取。小对,,110~130,,150~170111 l42增大挖掘的深度有利，但对结构强度不利。特性参数。它的大小一般取K,3l41(1.1,1.3)，这是由反铲挖掘机以挖掘深度为主要指标的特点所决定的。 Rl，l，l，X据统计可知，最大挖掘半径值的大小一般与的和值很接近。1123c X其中为动臂与转台的铰点距转台回转中心间的距离，根据经验值可得c 9 第 页 共50页 RlK。因此由设计要求的,已经确定的和,则可以按以下近似经验X,0.94m113c ll公式计算和值: 12 (3-2) l,Kl112 R,l13 (3-3) l,21，K1 RR其中: ——最大挖掘半径，取=5.884m(设计目标参数); 11 l1K ——动臂与斗杆的长度比，即特性参数，参考同类机型，则K,11l2取。 K,21 由以上公式可求的:， l,3.436ml,1.718m12 3.2.2.2 动臂结构尺寸及动臂上的铰点位置设计 00如图3-1，在三角形CZF中，铰动臂弯角取值范围，则取,,120~1401 0。 ,,1201 ZFK,动臂转折处的长度比,其取值范围K,1.1~1.3,则取K,1.2 333ZC 已知,如图3-1，在三角形CZF中由余弦定理有: l,3.436m1 22222l,l，l，2llcos,,ZC，ZF，2ZC,ZFcos,14142414211 (3-4) 222l，l,l1,42141 ,，ZFC,,cos()39ll2421 (3-5) lZF1l,K,由可将式(3-4)化为 4132ZC1，K,2Kcos,331(3-6) l,K,l 又由 42341(3-7) 0由以上的式子可求的:l,1.808m，l,2.170m， ，ZFC,284142 动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比K 要按不同情况选取，以反铲为主的通用4 10 第 页 共50页 挖掘机要顾及其他换用装置，要求在地面以上作业时有足够的提升力矩。则可取的 ,K范围为。的取值对参数特性，最大挖掘深度和最大挖高HK,0.8~1.11141max4 ,KH有比较大影响。加大会使减小或者使H增大，这符合反铲作业要求。1142max1max 00用作反铲的小型挖掘机机取。则本次设计中取，。 K,0.9,,60,,6841111 斗杆液压缸全缩时达到最大，其取值范围为，CFQ,,,,328 00 (,,,),160~180328max 00则取，初定。 (,,,),170,,202328max 由图3.3可得最大卸载高度的表达式为 0H,y，lsin,，lsin(,,,,,)，lsin(,，,,,,,,,,180),l3maxA51111max112232max1max81123 (3-8) 由图3.4可得最大挖掘深度绝对值的表达式为: H,l，l，lsin(,,,，,),lsin,,y1max231111min2511A (3-9) B,A，,,,将(3-8)和(3-9)相加，并令A,,，, , 则可得到:832max112 ,,,, H，H,lsin(,,A),sin(,,A)，lsin(,,B),1,03max1max11max1min21max (3-10) ,sin1max又由特性参数: K,4,sin,11min (3-11) ,,式中的为动臂油缸全伸长度与全缩长度之比，由于受油缸稳定条件的限制，11 11 第 页 共50页 的值一般取1.6,1.7，则本次设计取1.66。 0由 A,,，,,88112 0 B,A，,,,,,82832max 取设计目标参数， H,3.582mH,3.792m1max3max -10)，并利用试算法，可求得: 将上述参数数值代入式(3 00 , ,,140,,25.51min1max ,sin()l，l，lA,,y,H3211min1maxA然后由式(3-9)得为: l,5sin,11 则求得:l=1.309m 5 L:L:1max1min 动臂油缸的最短长度;动臂油缸的伸出的最大长度; A:动臂油缸的下铰点;B:动臂油缸的上铰点;C:动臂的下铰点. 图3.5 动臂和动臂液压缸铰点位置的几何关系图 φ是L的函数。动臂上的任意一点在任一时刻都是L的函数。如图3-5111 L:所示，图中L:动臂油缸的最短长度;动臂油缸的伸出的最大长度;,:1max1min1min 12 第 页 共50页 动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值;动臂油缸两铰点分,:1max别与动臂下铰点连线夹角的最大值;A:动臂油缸的下铰点;B:动臂油缸的上铰 点;C:动臂的下铰点。 令ρ = l/ L,δ = l/ L ，51min71min ,,LL1max1min 参考图3.5，则由下面两式，求ρδ : 和 -1-122222θ= COS[l+l- L/2×l×l] = COS[σ+ρ-1/2ρσ] ()()min 751min75 -1-1222222θ= COS[(l+l- L)/2×l×l] = COS[(σ+ρ-λ)/2ρσ] max 75max75 L1max式中(图3.5中): ,,,,,1.661L1min 可求得: ρ = 0.392，δ =1.342 而有ρ+ δ=0.392+1.342=1.734,λ，，符合条件。 ,,,,0.95,1 l1.3095则有:，， L,,L,5.543ml,,L,4.481mL,,,3.339m1max1min71min1min,0.392 0通过初步作图计算，可取?DFZ = 8? 3.2.3 斗杆机构及斗杆液压缸参数的设计计算 斗杆机构的参数选择可按以下步骤进行: l按设计目标要求的最大挖掘力来确定斗杆液压缸的最大作用力臂。 9 P(l，l)max23Gl,9P2 (3-12) 12则取 (3-13) P,A,P,,D,P2224 式中:P为液压系统的工作压力，取P=24.5MP 2A2 为斗杆液压缸大腔作用面积，取，得到 D,100mmA,7850mm22则由式(3-13) 得: P,A,P,192KN22 将设计目标参数P,26.7KN,,l,0.73m以及代入式 l,1.718mP,192KNGmax322 l,340mml,350mm(3-12) 中可得到，取。 99 13 第 页 共50页 图3.6 斗杆机构参数计算简图 00斗杆的摆角取值范围为，在满足工作范围和运输要求的前提,,105~1252max 0下这个值应尽可能取小些，则本次设计选。 ,,1102max由图3.6，取斗杆油缸在位置O与Z的力臂e,e，则求得: 2o2z ,2max2sinl92 (3-14) ,L2min,,12 L2max式中: ，它的取值范围为，取，则得到:,,1.65,,,1.6~1.7,222L2min L,882mm2min 如图3.6，由三角形余弦定理得DF间的距离为: ，,,222max (3-15) 2cos()l,L，l,l2min9892 0由式中，l,350mm，，则代入式 (3-15)中可得: ,,110L,882mm92min2max l,1214mm ，L,,,L,1.65，882,1455mm 82max22min 0 0斗杆上?EFQ取决于结构因素，并考虑到工作范围，，一般在130~ 170?之间，0本次设计中，取?EFQ=140。 [[13]14]3.2.3.2 斗杆液压缸参数的选择计算 14 第 页 共50页 由上一小节的计算过程可知，斗杆液压缸大腔内径D=100mm，查阅《机械设计2 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 》，取塞杆直径为d=70mm，(速比)，缸筒外径D=121mm，斗杆液压缸全缩,,22 长度，全伸长度。 L,1455mmL,882mm2max2min 3.2.4 铲斗机构及铲斗液压缸主要参数的设计过程 3.2.4.1 连杆机构参数的设计计算 图3.7中，l为摇臂的长度，l连杆的长度，l铲斗的长度，F为斗杆的下铰点，13293 G铲斗油缸的下铰点，N摇臂与斗杆的铰接点，K和Q分别为铲斗的上下铰点。 作机构参数选择时，参考图3.7有，，特性参数K取l,QV,0.73l,K,l232423 l24值范围为，故取,则可得:K,0.35K,,0.3~0.822l3 。参考同类机型，按照成比例的方法，可求得: l,K,l,0.35，0.73,0.256m2423 ,, l,HK,0.276ml,NH,0.307ml,NQ,0.225m291321 由于考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性以及构件运动幅度等因素的影响，一 L3min般取铲斗液压缸全伸长度与全缩长度之比为 ,,,1.45~1.653L3max 图3.7 铲斗机构参数示意图 15 第 页 共50页 图3.8 铲斗液压缸全缩时铲斗机构位置图 图3.9 铲斗液压缸全伸时铲斗机构位置图 000 铲斗在挖掘过程中转角大致为90 ~ 100 ，即铲斗挖掘装满转角为90 ~ 00100，为了能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150 000。 ~ 180。本次设计中将取铲斗挖掘装满转角为95，铲斗总转角取160 00VV当L,L时，斗齿尖为，可能在FQ 的延长线上，或在其上侧0 ~ 300033min 的地方。为了能适应挖掘深沟及垂直侧壁的工作要求，不使斗底先于斗齿接触地面，本次设计取L,L 33min 0V时，斗齿尖在FQ 连线上侧20处。 0 , 由上述已知条件为基础，以的取值范围为约束，经过多次作图，得到比3 ll较合理的和的值。l,948mm，l,349。并得L,702mm，L,1207mm，151015103min3max L3max此时。 ,,,1.72,1.653L3min 下面对其稳定性校核: ,铲斗机构最大理论挖掘力应与它的最大挖掘阻力相适应，常布置在处。本max 00次设计中铲斗将以20的仰角开始挖掘，取2,,104，故最大挖掘力则大致出现max 16 第 页 共50页 0在FQ连线下侧32 处，则铲斗液压缸的作用力应满足: r,r1113 (3-16) W,P1max3r,l123 式中: ——为最大挖掘阻力; W1max ——为铲斗液压缸对N 点的作用力臂; r11 ——为连杆HK 对N 点的作用力臂; r12 r——为连杆HK 对Q 点的作用力臂; 13 r,r1113而连杆机构总传动比为: i,r,l123 则取W的值等于设计目标参数铲斗挖掘力的值，,通过作图求W,30.3KN1max1max 30.3得连杆机构处于图3.10位置时的传动比i=0.342，从而求得,取P,,88.6KN30.342 12铲斗液压缸大腔内径，则有,满足设计D,80mmP,,,D,P,123KN,88.6KN3334 要求。 图3.10 铲斗斗齿位于FQ 延长线时铲斗机构位置图 如下图3.11，当斗齿处于FQ 延长线时，铲斗液压缸的理论挖掘力应不小于其 最大值之70 ~ 80%。本设计中，当斗齿处于FQ延长线时连杆机构的传动比为0.321， 0.321得此位置时铲斗液压缸的理论挖掘力与最大值之比为:，满足设，100%,94%0.342[12]计要求。 17 第 页 共50页 图3.11 最大挖掘力位置时铲斗机构位置图 [8]3.2.4.2 铲斗液压缸主要参数的设计计算 在上一小节的计算中可知，铲斗液压缸大腔内径，查阅《机械设 D,80mm3 计手册》，取活塞杆直径为(速比)，缸筒外径。,,2d,56mmD,102mm333 铲斗液 压缸全缩长度圆整后去，，全伸长度圆整后取。 L,700mmL,1200mm3min3max对其稳定性校核:活塞杆长细比 uL,,0.7，(1200,700)3，故铲斗活塞杆满足稳定性要求。 ,,,,25,,,,,100maxdr3 4 3.2.5 动臂液压缸的设计计算 动臂液压缸应能保证反铲装置在作业过程中，任何位置上都能提起带有满 载铲斗的 工作装置到达最高和最远的位置。可选用以下三个计算位置: 1.在最大挖掘深处提起满载斗(图3.12); 2.当最大卸载高度时提动满载斗(图3.13); 3.当最大挖掘半径时举起满载斗(图3.14)。 对动臂在转台上的铰点C 取矩，则可以得到以上各位置下所需的动臂液压缸作用力: P,G,r，G,r)e (3-17) ,1iitt1 上式中: G——为工作装置各构件的重量; i G——为斗内土重， G=(1.6,1.8)q; tt r——为斗内土壤重心到C点的力臂; t r——为各构件重心到C点的力臂; i e——为动臂液压缸作用力对C点的力臂。 1 对于工作装置各构件的重量可以参考同类机型求得，本次设计各构件的重量取值 为: 动臂: 斗杆: G,2.65KNG,2.15KN12 铲斗:G,1.02KN 动臂缸: G,1.34KN34 18 第 页 共50页 斗杆缸: 铲斗缸: G,0.65KNG,0.62KN56 连杆机构: G,0.2KN7 斗内土重量为 G,1.72，0.18,3.10KNt 图3.12 最大挖掘深处提起满载斗 在计算位置1(图3.12)中: ，，，， r,0.970mr,0.668mr,1.338mr,0.505m3124 ， ，，，。 r,1.436mr,1.635mr,1.476me,0.208mr,0.968m5671t将上述数据代入(3-17)中，求得: 11.56 P,G,r，G,r)e,,55.56KN,1iitt10.208 图3.12 最大挖掘深处提起满载斗 在计算位置2(图3.13)中: ，，r,2.186m，， r,0.746mr,2.204mr,0.238m3124r,0.925m， r,2.236m，r,2.535m，， e,0.186mr,2.180m5671t 19 第 页 共50页 将上述数据代入(3-17)中，求得: 18.53 P,G,r，G,r)e,,99.62KN,1iitt10.186 图3.13最大卸载高度时提动满载斗 在计算位置3(图3.14)中: ，，，， r,3.288mr,1.298mr,3.126mr,0.668m3124 ， ，，， r,2.045mr,3.342mr,3.622mr,3.288me,0.346m567t1 将上述数据代入(3-17)中，求得: 28.72 P,G,r，G,r)e,,83.03KN,1iitt10.346 图3.14 最大挖掘半径时举起满载斗 由上述计算分析可见，以上三种位置以第二种位置，即最大卸载高度时提动满载斗(图3.13)时要求动臂液压缸的推力为最大。但在后续的设计计算中会发现，动臂液压缸是以挖掘机挖掘时所受到的拉力为主要依据来进行设计，为了能保证实现最大挖掘力，取动臂液压缸大腔内径 D =140mm，此时动臂液压缸能1 12实现的推力，远大于上述三个位置所要求的最大推力。查P,,D,P,367KN114 《机械设计手册》，取活塞杆直径d=100mm，动臂液压缸的外径为D =165mm。 111 3.2.6 液压系统闭锁压力的确定分析 20 第 页 共50页 我们要保证挖掘机的挖掘力得到充分发挥，则需要确定合理的液压缸闭锁能力。挖掘机在挖掘工作范围内，当工作装置处于不同挖掘位置时，各液压缸所受到的被动作用力的大小是不同的，然而要全面地确定各位置下液压缸被动作用力的大小是很繁琐的。一般选定几个反铲作业的主要工况作为计算位置来计算各液压缸应具有的闭锁力大小，应使之在该工况下不会发生被动回缩或伸长现象，从 [15]而才能保证工作液压缸作用力的充分发挥。 为确定各液压缸的闭锁压力，本次设计中选用以下三个计算位置: 动臂处于最低的位置，斗杆呈现垂直状态，转斗挖掘，此时其作用力臂(1) 最大 (2)动臂处于最低的位置，斗杆与动臂铰点F、斗与斗杆铰点Q、斗齿尖V 三点共线。 (3)动臂处于最低的位置，挖掘机挖掘深度为最大，F、Q、V 三点共线，铲斗进行挖掘，并要求它能克服平均挖掘阻力。 在上述三个位置下，工作装置都能正常进行工作而不发生液压缸在被动伸缩时液压系统的闭锁压力，但并不能够保证在任何工作位置下都不出现伸缩的现象。而调整限压阀开启压力过高，会引起动臂和斗杆等构件的金属结构受力情况恶化，从而会导致这些金属结构的尺寸变大和重量增加，同时它还使液压缸，液压油管及其它液压元件所承受的压力增高，这样就对元件的制造要求有了提高。 其实在实际工作中上，挖掘机不会经常处在最大挖掘阻力的条件下进行工作，同时在整个作业范围内的任何位置都要实现最大挖掘力既是不经济，又是没 ，有时即便遇到了很大挖掘阻力，也可以适当减小切土的厚度，从而使有必要的 挖掘阻力减小。所以合理的说法应是要求挖掘机在主要的挖掘区内能够实现最大的挖掘力。此时被动液压缸的闭锁压力就必须要予以保证。所谓的主要挖掘区是指用最合理和最经常的挖掘方式来挖掘最常挖掘的区域。对于小型反铲挖掘机来说则是指地面以下靠近机身一方的侧壁或侧坡，其范围大致为地表下至2323，履带支撑点前0.5m至的区间里。 (~)H(~)R1max13434 系统压力不同则闭锁压力与工作压力之间的比值一般也不同，其取值范围为高压系统不得超过1.25，而中高压系统则可以达到1.25 以上。反铲液压挖掘机的闭锁压力一般是调定在同一压力值上的。由设计的目标知，本次设计的液压系统的额定工作压力为24.5 Mpa，则设计中定液压系统的闭锁压力为30Mpa ，闭锁压力与工作压力之间的比值为1.14，小于1.25。在下一章对工作装置的载荷进行分析时可以知道，以上所确定的闭锁压力能够保证液压挖掘机在主要挖掘的区域内实现最大挖掘力，并且能够实现的最大挖掘力值高于设计目标所要求的最大挖掘力值，符合设计要求。 4 反铲工作装置的载荷分析计算 [8][17]4.1 工况分析以及确定不利工况 反铲挖掘机工作装置由铲斗、斗杆、动臂以及连杆机构和各种工作液压缸组成。对于这些结构件的分析计算，首先要确定各构件的最不利工况所在，即在这一工况下对某一结构件可能出现的最大应力分析计算，并以这工况作为设计这个结构件的主要依据，也就是强度设计中的计算位置选择，计算图式和载荷的确定 21 第 页 共50页 问题。反铲工作装置的斗杆强度主要是由弯矩所控制的，因此其计算位置也可由反铲工作中的挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩来进行确定。同样反铲工作装置动臂的强度计算也应根据挖掘工作中对动臂可能出现的最大载荷来进行选定计算的位置。 本次设计中选用以下的三种工况作为工作装置载荷分析的计算位置。并取其中的第一种工况和第二种工况的斗杆作用力来分析斗杆所受的内力，并且以此作为依据来初定斗杆的截面尺寸;取其中的第二种工况和第三种工况的动臂作用力来分析动臂的内力，并且以此作为依据来初定动臂的截面尺寸。 第一种工况(如图4.1)条件为: (1)动臂位于最低(动臂液压缸处于全缩状态); (2)斗齿尖位于斗杆铰点与铲斗和动臂铰点与斗杆连线的延长线上; 0(3)斗杆液压缸作用力臂为最大(斗杆液压缸与斗杆尾部夹角成90); 图4.1 第一种工况计算位置 第二种工况(如图4.2)条件为: Bmax(1)动臂处于动臂液压缸对铰点A 的作用力臂r最大处; (2)铲斗处于发挥最大挖掘力的位置; (3)斗杆液压缸的作用力臂为最大(斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90 ); 22 第 页 共50页 图4.2 第二种工况计算位置 第三种工况(如图4.3)条件为: (1)动臂处于最低(动臂液压缸全缩); )斗齿尖、铲斗、与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点三点处于垂直平面内。 (2 图4.3 第三种工况计算位置 23 第 页 共50页 [8][9]4.2 第一种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算 如图4.1中，此时工作装置上的作用力为:反铲工作装置各部分的重量(动 臂重G、铲斗重G、斗杆重 G等)，作用在斗齿上的挖掘阻力(切向分力W、法1321 向分力W)。 2 铲斗在挖掘时，铲斗液压缸的工作力P能克服的切向阻力取铲斗为隔离体，d 由对铰点Q 的力矩平衡方程可求得: M,0,Q rr,1113PGr,,,dQ33r12 (4-1) W,1ld r,r1113上式中:，，,, l,l,0.73mG,1.02KNP,P,123KN,0.321d33d3r,r123 则可求得 r,0.201mW,39.2KNQ31 其法向阻力W决定于动臂液压缸的闭锁力P，计算中可取工作装置为隔离2B体，根据对动臂底部铰点C 的力矩平衡方程可求得: M,0,c PrMGrWr,，(,),,BBcii1c,1 (4-2) W,2rc2 上式中:P ——为动臂液压缸闭锁力; B —— 为工作装置各部分重量对C点的力矩之和; M(G,r),cii 112222可求得:， P,,(D,d),P,,(140,100),30,226KNB1144 , ，， M(G,r),7.04KNr,3.16mr,2.32mr,0.206m,ciic1c2B 由上式发现，即动臂液压缸的闭锁力限制了铲P,r，M(G,r),W,r,BBciic11 斗的挖掘力。令W,0，在(4-2)反求得。 W,15.79KN21 1.现取斗杆为隔离体，对铰点F 的力矩平衡方程为M,0，可得斗杆液,F P压缸的作用力为。 g W(l，l)，G,r，G,r1232233FF (4-3) P,gl9 l,1.718m上式中:，l,0.73m，23 ,G,1.02KN,l,0.35m,，r,0.908m G,2.15KNr,0.355m39F32F2 24 第 页 共50页 将上述数据代入式(4-3)中，求得 P,115.3KNg 1122而斗杆液压缸闭锁力:，则知P,,D,P,,，100，30,235.5KNg1244， P,Pgg1 能保证此挖掘力工作实现。 2. 现取铲斗作为隔离体(图4.4),可得到: 图4.4 铲斗受力示意图 M,0,W,l,F,l,0,Q131FQ 0 F,0,W，F-F,cos7,0,Q平行Q平行21 0 F,0,W，F-F,sin7,0,Q垂直Q垂直11 上式中 l,0.224mFQ 则可求得:,F,51.1KN,F,-9.5KN F,51.5KN1Q平行Q垂直3.现取摇杆作为隔离体(图4.5): 25 第 页 共50页 图4.5 摇杆受力示意图 M,0,F,l,l,P,0,N1FNpdd 00 F,0,Fcos7，F,P,cos3,0,N平行N平行1d 00 F,0,Fsin7，F,P,sin3,0,N垂直N垂直1d 上式中:， l,0.264ml,0.255mpdFN 则可求得:，， P,49.7KNF,,1.48KNF,,3.68KNdN平行N垂直4.现取斗杆作为隔离体(图4.6 ): 由有: M,0,P,l,P,l,F,l,F,l,0,FdPg9FNFQ垂直垂直NQd 00 F,0,F，P,sin50，Psin3,F,F,0,F垂直F垂直N垂直Q垂直gd 00 F,0,F，Pcos3,P,cos50,F,F,0,F平行F平行N平行Q平行dg 上式中:，l,1.718m,l,0.36m， l,1.427ml,0.35mFQPFN9d F,70.1KN将数据代入可得到:P,109.6KN,, F,,99.8KNgF平行F垂直 26 第 页 共50页 图4.6 斗杆受力示意图 5.现取动臂作为隔离体(图4.7 ): 000 由公式: F,0,F，Fcos10,Pcos14,Pcos30,0,FC平行C平行gB 000 F,0,F，Psin14,Psin30,Fsin10,0,F垂直垂直CCgB 22 F,F，F,122KNFF平行F垂直 F,166.3KNF,98.7KN可求得:, C平行C垂直 27 第 页 共50页 F C垂直 F C水平 FF 图4.7 动臂受力示意图 [8][9]4.3 第二种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算 如图4.2，运用与上一节相同的受力分析方法，工作装置上的作用力为:反铲工作装置各部分的重量(动臂重G、铲斗重G、斗杆重 G等)，作用在斗齿132上的挖掘阻力(切向分力W、法向分力W)。 12 铲斗在挖掘时，铲斗液压缸的工作力P能克服的切向阻力W取铲斗为隔离d1体，由对铰点Q 的力矩平衡方程M,0可求得: ,Q 28 第 页 共50页 rr,1113PGr,,,dQ33r12 (4-4) W,1ld r,r1113上式中:，，，，l,l,0.73mG,1.02KNP,P,129KN,0.342d33d3r,r123 ，可求得:。 r,0.02mW,44.1KNQ31 其法向阻力W决定于动臂液压缸的闭锁力P，计算中可取工作装置为隔离2B 的力矩平衡方程可求得: 体，根据对动臂底部铰点C M,0,c PrMGrWr,，(,),,BBcii1c,1 (4-5) W,2rc2 上式中:P ——为动臂液压缸闭锁力;由上一节可知; P,208KNBB —— 为工作装置各部分重量对C点的力矩之和; M(G,r),cii 可求得:，，， M(G,r),16.85KNr,1.685mr,3.240mr,0.356m,ciic1c2B 可得:。 W,5.12KN2 1.现取斗杆为隔离体，对铰点F 的力矩平衡方程为，可得斗杆液M,0,F P压缸的作用力为。 g W(l，l)，G,r，G,r1232233FF (4-6) P,gl9 上式中:l,1.718m，，，，，l,0.73mG,1.02KNG,2.15KNr,0.169m2332F2 ，。 r,0.242ml,0.35mF39 将上述数据代入式(4-6)中，可得P,310KN g P,P而斗杆液压缸闭锁力:P,219.8KN，则知，则挖掘力不能实现。 gg1g1 则将P,P,219.8KN代入式(4-6)中，可求得，再将W,31.2KNW,31.2KNgg111代入式(4-5)中得到。 W,11.8KN2 2. 现取铲斗作为隔离体(图4.8),可得到: M,0,W,l,F,l,0,Q131FQ 29 第 页 共50页 000 F,0,Wcos30，F-F,cos12,Wsin30,0,Q平行Q平行211 000 F,0,Wcos30，F，Wsin30-F,sin12,0,Q垂直Q垂直121上述式中 l,0.248mFQ 则求得:，， F,95.2KNF,-13.8KNF,91.8KN1Q平行Q垂直 图4.8 铲斗受力示意图 3. 现取摇杆作为隔离体(图4.9)(图中近似的认为F与P平行): N平行d M,0,F,l,l,P,0,N1FNpdd 0 F,0,Fcos12，F,P,0,1dN平行N平行 0 F,0,Fsin12，F,0,N垂直N垂直1 30 第 页 共50页 上式中:， l,0.302ml,0.298mpdFN 则可求得:，， P,90.6KNF,0.8KNF,,19.1KNdN平行N垂直 4.现取斗杆作为隔离体(图4.10)(近似P平行于FQ): d M,0,P,l,P,l,F,l,F,l,0,FdPg9FNFQ垂直垂直NQd 0 F,0,F，P,sin50,F,F,0,F垂直F垂直N垂直Q垂直g 0 F,0,F，P,P,cos50,F,F,0,F平行F平行N平行Q平行dg 上式中:，，， l,1.718ml,0.35ml,1.427ml,0.35mFQPFN9d可求得:，， P,236.2KNF,157.2KNF,,213.8KNgF平行F垂直 31 第 页 共50页 5.现取动臂作为隔离体(图4.11): 000 由公式F,0,F，Fcos12,Pcos14,Pcos36,0,FC平行C平行gB 000 F,0,F，Psin14,Psin36,Fsin12,0,F垂直垂直CCgB 22 F,F，F,265.4KNFF平行F垂直 可求得:， F,137.8KNF,120.3KNC平行C垂直 图4.11 动臂受力示意图 [8][9][16]4.4 第三种工况位置下动臂和斗杆受力分析计算 如图4.3，分析的方法与以上两种工况相同。工作装置上的作用力为:反铲 工作装置各部分的重量(动臂重G、铲斗重G、斗杆重 G等)，作用在斗齿上的132挖掘阻力(切向分力W、法向分力W)。 12 铲斗在挖掘时，铲斗液压缸的工作力P能克服的切向阻力W取铲斗为隔离d1体，由对铰点Q 的力矩平衡方程可求得: M,0,Q rr,1113PGr,,,dQ33r12 (4-7) W,1ld r,r1113上式中:，，， l,l,0.73mG,1.02KN,0.321d33r,r123 ，r,0.119m P,P,129KNQ3d3 可得: W,41.2KN2 其法向阻力W决定于动臂液压缸的闭锁力P，计算中可取工作装置为隔离2B 体，根据对动臂底部铰点C 的力矩平衡方程M,0可求得: ,c 32 第 页 共50页 PrMGrWr,，(,),,BBcii1c,1 (4-8) W,2rc2 上式中:P ——为动臂液压缸闭锁力;由上可知; P,208KNBB —— 为工作装置各部分重量对C点的力矩之和; M(G,r),cii 可求得:，，， M(G,r),9.26KNr,4.26mr,1.35mr,0.206m,ciic1c2B 由上式发现，即动臂液压缸的闭锁力限制了铲P,r，M(G,r),W,r,BBciic11斗的挖掘力。令，在(4-8)反求得。 W,0W,12.2KN21 现取斗杆为隔离体，对铰点F 的力矩平衡方程为，可得斗杆液1.M,0,F压缸的作用力为P。 g W(l，l)，G,r，G,r1232233FF (4-9) P,gl9 上式中:，，，，，l,1.718ml,0.73mG,1.02KNG,2.15KNr,0.13m2332F2 ，。 r,0.21ml,0.35mF39 将上述数据代入式(4-9)中，可得 P,86.7KNg 1122 而斗杆液压缸闭锁力:，则知P,,D,P,,，100，28,219.8KNg1244P,P能保证此挖掘力工作实现。 gg1 2. 现取铲斗作为隔离体(图4.12),可得到: M,0,W,l,F,l,0,Q131FQ 0 F,0,W，F-F,sin83,0,Q平行Q平行21 0 F,0,W，F-F,cos83,0,Q垂直Q垂直11 上式中 l,0.225mFQ 则可求得:,, F,39.8KNF,-7.3KNF,40.1KN1Q平行Q垂直 33 第 页 共50页 图4.12 铲斗受力示意图 3.现取摇杆作为隔离体(图4.13): M,0,F,l,l,P,0,N1FNpdd 00 F,0,Fcos7，F,P,cos3,0,N平行N平行1d 00 F,0,Fsin7，F,P,sin3,0,N垂直N垂直1d 上式中:l,0.265m， l,0.256mpdFN 则可求得:，， P,38.7KNF,,1.15KNF,,2.86KNdN平行N垂直 34 第 页 共50页 图4.13 摇杆受力示意图 4.现取斗杆作为隔离体(图4.6 ): 由有: M,0,P,l,P,l,F,l,F,l,0,FdPgPFNFQN垂直Q垂直dg 00 F,0,F，P,sin14，Psin3,F,F,0,F垂直F垂直N垂直Q垂直gd 00 F,0,F，Pcos3,P,cos14,F,F,0,F平行F平行N平行Q平行dg 上式中:，l,1.718m,l,0.332m，l,0.258m l,1.427mFQPPFNdg 将数据代入可得到:,, F,110.8KNP,114.2KNF,,39.8KNgF平行F垂直 35 第 页 共50页 图4.14 斗杆受力示意图 5.现取动臂作为隔离体(图4.15 ): 000 由公式:F,0,F，Fcos12,Pcos17,Pcos30,0,FC平行C平行gB 000 F,0,F，Psin17,Psin30,Fsin12,0,F垂直垂直CCgB 22 F,F，F,117.7KNFF平行F垂直 可求得: ,F,174.2KNF,95.1KNC平行C垂直 图4.15 动臂受力示意图 36 第 页 共50页 [8][9]4.5 斗杆内力图分析 现我们取第一种工况和第二种工况的斗杆作用力来分析斗杆的内力。 第一种工况的斗杆内力图为: 轴向力: 剪力图 弯矩图 第二种工况下的斗杆内力图: 37 第 页 共50页 [8][9]4.6 动臂的内力图分析 现我们取第二种工况和第三种工况的动臂作用力分析动臂内力。 将动臂所受到的力分解为沿动臂轴线的方向和垂直于轴线的方向。并将动臂从轴线交点处分开，分别来计算两部分所受内力。 对第二种工况动臂内力进行分析: 38 第 页 共50页 对第三种工况动臂内力进行分析: 39 第 页 共50页 ZF段: 5 挖掘机工作装置截面尺寸的设计与校核 在完成工作装置载荷分析并做出内力图后，根据工作装置所受到的内力和选 40 第 页 共50页 用的材料，并且考虑到液压缸的安装尺寸来设计工作装置的截面尺寸，然后对其进行强度和稳定性校核。 [8][10]5.1 工作装置斗杆截面尺寸的设计与校核 斗杆的上、下翼缘板选用16Mn,腹板则选用Q235，根据斗杆所受到的内力，并考虑到铲斗液压缸的安装尺寸，初定斗杆的截面尺寸如图5.1，5.2中所 示: 图5.1 图5.2 图5.3 [8][10]5.1.1 斗杆的强度校核 斗杆上、下翼缘板及腹板选用的是16Mn ，， 取安全(,),540Mpas16Mn ,,,,s系数n=2.7，则， ,,,,,,115Mpa,,200Mpa,,n3 由上一章斗杆所受内力图可知:在A-A 截面时剪力和弯矩同时出现最大值，则为危险截面。A-A 截面尺寸如图5.3所 示，下面对此截面来进行校核: 41 第 页 共50页 A-A 截面弯矩产生的最大正应力为: h1232I(bb)()2hdl,,,，,,，，，,,,,，，Z221133 212 2323 =(156×10+120×10)×(282/2)+282×10?6-10×80×86-2×10×80?12 4 =8548×10mm4 ,33h,M282，10，48.5，10，则正应力符合要求。 ,,,,80Mpa,200Mpamax,82I2，8548，10 A- A 截面剪力产生的最大切应力为: 2hhh282282,93S,2，,，，，,，b，,2，10，，10，120，,198810，10mmZ31142282 3,9F,S180.9，10，198810，10QZ ,,,,,,42.1Mpa,,,115Mpamax,3,8I10，10，8548，10,Z3 则切应力符合要求。用同样的方法对图5.1 中的B-B 截面和N-N 截面进行校核，弯矩产生的正应力和剪力所产生的切应力均设计符合要求。 [8][10]5.1.2 斗杆稳定性校核 -A 截面较宽大，下面对其稳定性来进行校核: A 1.整体稳定性的校核: A-A截面如图5.3，高与宽的比为h/b=(282+10+10)/120=2.5,3，,则整体的稳定性不必进行校核。 2.局部稳定性的校核: 如图5.3腹板高度h与腹板厚度δ的比为h/δ=282/10=28.2,70，故腹00 板局部稳定性符合要求。腹板中心距b与受压翼缘板厚度比为:b/δ=98/10=9.833,50，故翼缘板局部稳定性符合要求。 [8][10]5.1.3 铰座的挤压强度校核 如图5.1所示，斗杆上有E,F,G,N和Q ，5 个铰座，每个铰座都需要考虑 ,s挤压强度。下面对其来进行挤压强度校核。已知许用挤压应力 ,,,,200Mpa,n 3F235.5，10Emax铰座E: ,,,,,,73.6Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，80，10，20，10,E 3F129，10Gmax铰座G: ,,,,,,80.6Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，80，10，10，10,G 3F265.4，10Fmax铰座F: ,,,,,,82.9Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，80，10，20，10,F 3F96.2，10Qmax铰座Q: ,,,,60.1Mpa,,,,,200Mpabsbs,,33d2，80，10，10，10,Q 42 第 页 共50页 3F19.1，10Nmax铰座N: ,,,,,,23.9Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，40，10，10，10,N 此外，每个铰座上都安装有轴套，增加了受挤压的面积，减小了挤压应力。铰座F、铰座G 的截面形式见图5.4，图5.5 。 图5.4 铰座F 的剖面图 图5.5 铰座G 的剖面图 [8][10]5.2 动臂截面尺寸设计与校核 动臂截面形式比较复杂。在第四章做动臂内力分析时，将动臂分解成为两部分。初定动臂的截面尺寸时，以这两部分所受到内力为依据，分别来确定这两部分的截面尺寸。在这两截面重合的部分中，选择两者间截面尺寸较大的;对于两部分都未涉及到的地方，则以轴线作为对称，得到相应尺寸。最后以合适的圆弧过渡，以不削减原定尺寸为设计原则。动臂腹板选用的是Q235，上、下翼缘板则选用16Mn,根据动臂所受内力，并且考虑到斗杆液压缸和动臂液压缸的安装尺寸，及斗杆的截面尺寸，初定斗杆的截面尺寸，如图5.6，5.7 中所示。 图5.6 43 第 页 共50页 图5.7 [8][10] 5.2.1 动臂强度校核 斗杆上、下翼缘板及腹板选用的是16Mn ，， 取安全(,),540Mpas16Mn ,,,,s系数n=2.7，则， ,,,,,,115Mpa,,200Mpa,,n3 图5.8 两个危险截面的位置 根据第四章动臂内力分析可知，在图5.8 所示的B-B 截面出现最大的弯矩和最大剪力。而C-C 截面所受的弯矩也比较大，其截面尺寸可比B-B 截面稍小。故设计中选用B-B 截面和C-C 截面作为危险的截面来进行校核动臂的强度。 44 第 页 共50页 图5.9 B-B 截面尺寸图 5.10 C-C 截面尺寸 B-B 的截面尺寸如图5.9 所示，可得 h23862232384I,2，,，b，()，，b，h,2，12，216，()，，12，386,3.0435，10mmZ212212 hhh386386386,43 S,,，，，,，b，,12，，，216，12，,7.238，10mZ422242作用在B-B 截面的弯矩产生的最大正应力为: ,33h,M386，10，78.3，10，则正应力符合要求。 ,,,,49.65Mpa,200Mpamax,42I2，3.0435，10 B- B截面剪力产生的最大切应力为: 3,4F,S186.2，10，7.238，10Z，则符合要求。 ,,,,,,36.9Mpa,,,115Mpamax,3,4I12，10，3.0435，10,Z C-C 截面尺寸则如图5.10所 示，可得: h23302232384I,2，,，b，()，，b，h,2，12，216，()，，12，330,2.13，10mmZ212212 hhh33033033053 S,,，，，,，b，,12，，，216，12，,5.91，10mZ422242作用在C-C 截面的弯矩产生的最大正应力为: ,33h,M330，10，72.6，10，则正应力符合要求。 ,,,,56Mpa,200Mpamax,42I2，2.13，10 C-C 截面剪力产生的最大切应力为: ,43F,S46.1，10，5.91，10Z，符合要求。 ,,,,10.7Mpa,,,,,115Mpamax,3,4I12，10，2.13，10,Z 45 第 页 共50页 [8][18]5.2.2 动臂稳定性校核 动臂上最宽的截面如图5.10 所示，下面对其进行稳定性校核。 图5.10 1.整体稳定性的校核: 截面高与宽的比为h/b=(428+12+12)/216=2.09,3，,则整体的稳定性不必进行校核。 校核: 2.局部稳定性的 如图5.3腹板高度h与腹板厚度δ的比为h/δ=428/12=35.7,70，故腹00 板局部稳定性符合要求。腹板中心距b与受压翼缘板厚度比为:b/δ33=188/12=15.67,50，故翼缘板局部稳定性符合要求。 5.2.3 铰座的挤压强度校核[9][11] 如图5.6所示，斗杆上有C,D,B和F ,4个铰座，每个铰座都需要考虑挤压 240,s强度。下面对其来进行挤压强度校核。已知许用挤压应力 ,,,,,88Mpa,n2.7 3F226，10Bmax铰座B: ,,,,,,69.5Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，65，10，25，10,B 3F235.5，10Dmax铰座D: ,,,,,,76.5Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，55，10，28，10,D 3F265.4，10Fmax铰座F: ,,,,,,69.1Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，80，10，24，10,F 3F198.5，10Cmax铰座C: ,,,,,,51.7Mpa,,,200Mpabsbs,3,3d2，80，10，24，10,C 同时每个铰座上都安装有轴套，增加了受挤压的面积，减小了挤压应力。铰座F、铰座G 的截面形式见图5.4，图5.5 。 46 第 页 共50页 图5.11 铰座B 剖视 图5.12 铰座F 剖视图 47 第 页 共50页 6 总结 时间过得真快，转眼间大学四年就将过去了。在大学的最后一个学期里，我们的主要任务是要完成毕业设计。毕业设计是我们对大学里所学的东西做一个总结，也是对我们大学四年来学习能力的一个考核。在毕业设计中，我们会学到很多的知识，能培养我们独立思考的能力。在设计中，我们会遇到很多的问题，此时我们不能被困难吓倒，我们应该要学会理论与实践相结合，学会运用自己所学的知识以及查阅有关资料来解决问题。通过本次毕业设计，我觉得自己有了很大的进步，特别提升了我分析问题和解决问题的能力。同时在设计中，我也发现了自己有很多不足之处，在以后的学习和工作中，我会不断改善自己，争取能尽早弥补不足之处。 本次我所设计的是小型液压挖掘机的工作装置。小型液压挖掘机的挖掘工作装置是由动臂、斗杆、铲斗以及连杆机构和各工作液压缸所组成的。本次设计我是从查找资料开始的。通过查找资料，我对我设计的课题有了大致的了解。我这次设计的思路大致是这样的:先对挖掘机工作装置各机构进行结构设计，分别对动臂，斗杆，铲斗的结构方案进行选择。接着，是此次设计的主要部分，对各机构参数的设计计算，通过查找有关的资料，对液压挖掘机工作装置的动臂，斗杆，铲斗，连杆机构进行尺寸设计。最后用强度分析的方法对本次设计是否可行进行论证，通过计算对本次设计的强度来进行校核。 通过本次设计，我学会了查阅资料，运用自己所学的知识来发现问题和解决问题，同时也提高了我独立思考的能力，觉得收获很大。由于所学的知识有限，实际经验也比较缺乏，因此，本次毕业设计中难免存在一些缺陷与不足，恳请各位老师批评指正，我将在今后的学习和工作中进行弥补，谢谢～ 48 第 页 共50页 参考文献 [1] 宋占伟等.21 世纪工程机械的发展趋势[J].建筑机械，1999(12). [2,孔德文、赵克利.液压挖掘机.北京:化学工业出版社，2007 [3,曹善华、余涵.单斗液压挖掘机.北京:中国建筑工业出版社，1980 [4] 郭勇，陈勇，何清华，郝鹏.从INTERMAT2006 看挖掘机电控系统的发展[J]. [5]Wan-Suk Yoo, Oe-Jo Kim, Kwang-Suk Kim, Dong K,Kang and Kyeong-Hwa Yoon .Estimation of Maximum Lifting Load Capacities of a Hydraulic Excavator via Multibody Computer Modeling and Simulation. United States Patent.1998.2 [6,张铁.液压挖掘机结构、原理及使用.东营:石油大学出版社，2002 [7] 李自光，展朝勇.公路施工机械(第二版)[M].北京:人民交通出版社.2008: 124. [8] 同济大学主编. 单斗液压挖掘机(第二版)[M]. 北京:中国建筑工业出版社，1986.12. [9] 贺利乐.建设机械液压与液力传动[M].北京:机械工业出版社.2004.2:42- 53. [10,张平格.液压传动与控制.北京:冶金工业出版社，2004 [11] 纪名刚，濮良贵.机械设计(第八版)[M].北京:高等教育出版社.2006:22-36. [12] 哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学(I)第六版[M].北京:高等教育出版社.2002:6-13, 73-93. [13] 金海薇.液压挖掘机反铲工作装置CAD/CAM 研究[D].沈阳:辽宁工程技术大学，2001. [14] 成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社.2004.1. [15] 徐学林.互换性与测量技术基础[M].长沙:湖南大学出版社.2007.3:27-45. [16] 胡传鼎.机械制图画法范例[M].北京:化学工业出版.2005.1:221-227. [17] 刘小年，郭克希.机械制图(机械类、近机类)[M].北京:机械工业出版 49 第 页 共50页 社.2004.10:241-254. [18,R.N.Hancox,Hydraulic System for Excamator,U.S.Patent 3406850. OCT.22,1968 致谢 我本次的论文是在尊敬的贺湘宇老师的悉心指导下完成的，贺老师的知识渊博、作风严谨和实事求是的态度让我受益匪浅。在设计中，我遇到了很多的问题难以解决，但在贺老师的耐心指导下，问题都迎刃而解了。在此，特向我尊敬的 贺湘宇老师表示衷心的感谢。 我们都知道贺湘宇老师平日自己的工作是很繁忙，但他仍然坚持每周抽出两天时间为我们答疑，而且在答疑的过程中，他总是那么的有耐心，我们都是获益匪浅的。他时刻关注着我们毕业设计的进展情况，在设计的每一个环节，他都耐心的给我们分析，详细的指导。在论文的主体结构、研究内容和撰写方法等方面，贺老师多次给我提出了好的意见，让我从中得到了许多的启示，对本次论文的完成起了非常重要的作用。 非常感谢贺老师～ 50 第 页 共50页