畢業(yè)設(shè)計 WY6液壓挖掘機(jī)的整機(jī)設(shè)計

1、前言挖掘機(jī)是重要的工程機(jī)械，它廣泛應(yīng)用于礦山開采、道路工程、國防施工、農(nóng)田水利等基本建設(shè)之中。隨著我國經(jīng)濟(jì)建設(shè)的迅猛發(fā)展，特別是國家加大公路、鐵路、住宅和水利設(shè)施的投資，挖掘機(jī)越來越顯示出在國民經(jīng)濟(jì)建設(shè)中的巨大作用。自20世紀(jì)90年代以來，據(jù)有關(guān)專家估算，全世界各種施工作業(yè)場所約有65%-70%的土石方工作量是由挖掘機(jī)來完成的，因此，液壓挖掘機(jī)在各種工程建設(shè)領(lǐng)域，特別是在基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)中得到廣泛的應(yīng)用。從20世紀(jì)后期開始，國際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展，重視采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)，加快標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化發(fā)展速度，小型液壓挖掘機(jī)的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)

2、轉(zhuǎn)變的明顯趨勢，本文設(shè)計的液壓挖掘機(jī)正是基于以上目的，設(shè)計出符合生產(chǎn)需求的小型液壓挖掘機(jī)。緒論 挖掘機(jī)的結(jié)構(gòu)與工作原理 液壓挖掘機(jī)的基本組成液壓挖掘機(jī)主要由發(fā)動機(jī)、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(dá)、管路、油箱等組成。電氣控制系統(tǒng)包括監(jiān)控盤、發(fā)動機(jī)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(jī)一般由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置三大部分組成。根據(jù)其構(gòu)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(zhuǎn)、非全回轉(zhuǎn)、通用型、專用型、鉸接式、伸縮臂式等多種類型。1.1.2 液壓挖掘機(jī)的工作原理液壓傳動系統(tǒng)通過液壓泵將發(fā)動

3、機(jī)的動力傳遞給液壓馬達(dá)、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)。1.2 國內(nèi)外液壓挖掘機(jī)的發(fā)展概況 國外液壓挖掘機(jī)發(fā)展概況和趨勢挖掘機(jī)在國外起步較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等發(fā)達(dá)國家-4.0m單斗液壓挖掘機(jī)的主要生產(chǎn)國，從20世紀(jì)80年代開始生產(chǎn)特大型挖掘機(jī)1。例如，美國馬利昂公司生產(chǎn)的斗容量50-150m剝離用挖掘機(jī)，斗容量132m的步行式拉鏟挖掘機(jī)；B-E（布比賽路斯-伊利）公司生產(chǎn)的斗容量m的步行式拉鏟挖掘機(jī)，斗容量107m的剝離用挖掘機(jī)等，是世界上目前最大的挖掘機(jī)。從20世紀(jì)后期開始，國際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。 一、開

4、發(fā)多品種、多功能、高質(zhì)量及高效率的挖掘機(jī)。為滿足市政建設(shè)和農(nóng)田建設(shè)的需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m以下的微型挖掘機(jī)，最小的斗容量僅在0.01m。另外，數(shù)量最的的中、小型挖掘機(jī)趨向于一機(jī)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(jī)，如低比壓、低嗓聲、水下專用和水陸兩用挖掘機(jī)等。 二、迅速發(fā)展全液壓挖掘機(jī)，不斷改進(jìn)和革新控制方式，使挖掘機(jī)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

5、計算機(jī)綜合程序控制2。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(jī)控制接收器和激光導(dǎo)向相結(jié)合，實現(xiàn)了挖掘機(jī)作業(yè)操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機(jī)的全液壓化為其奠定了基礎(chǔ)和創(chuàng)造了良好的前提。 三、重視采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)，加快標(biāo)準(zhǔn)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(jī)裝有新型的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)裝置，使挖掘機(jī)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(jī)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(fèi)。還安裝了CAPS（計算機(jī)輔助功率系統(tǒng)），提高挖掘機(jī)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

6、系列五種新型號挖掘機(jī)配有與液壓回路連接的計算機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)上采用智能型控制系統(tǒng)，即使無經(jīng)驗的駕駛員也能進(jìn)行復(fù)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(jī)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(jī)上采用最新的3114T型柴油機(jī)以及扭矩載荷傳感壓力系統(tǒng)、功率方式選擇器等，進(jìn)一步

7、提高了挖掘機(jī)的作業(yè)效率和穩(wěn)定性。韓國大宇公司在DH280型挖掘機(jī)上采用了EPOS-電子功率優(yōu)化系統(tǒng)，根據(jù)發(fā)動機(jī)負(fù)荷的變化，自動調(diào)節(jié)液壓泵所吸收的功率，使發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速始終保持在額定轉(zhuǎn)速附近，即發(fā)動機(jī)始終以全功率運(yùn)轉(zhuǎn)，這樣既充分利用了發(fā)動機(jī)的功率、提高挖掘機(jī)的作業(yè)效率，又防止了發(fā)動機(jī)因過載而熄火3。 四、更新設(shè)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(shè)計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設(shè)計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學(xué)、有限元法、優(yōu)化設(shè)計、電子計算機(jī)控制的電液伺服疲勞試驗技術(shù)、疲勞強(qiáng)度分析方法等先進(jìn)技術(shù)應(yīng)用于液壓挖掘機(jī)的強(qiáng)度研究方面，促進(jìn)了產(chǎn)品的優(yōu)質(zhì)高效率和競爭力4。

8、美國提出了考核動強(qiáng)度的動態(tài)設(shè)計分析方法，并創(chuàng)立了預(yù)測產(chǎn)品失效和更新的的理論。日本制定了液壓挖掘機(jī)構(gòu)件的強(qiáng)度評定程序，研制了可靠性住處處理系統(tǒng)。在上述基礎(chǔ)理論的指導(dǎo)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(jī)更新?lián)Q代的進(jìn)程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)率達(dá)到85%-95%，使用壽命超過1萬小時。 五、加強(qiáng)對駕駛員的勞動保護(hù)，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機(jī)采用帶有墜物保護(hù)結(jié)構(gòu)和傾翻保護(hù)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。 六、進(jìn)一步改進(jìn)液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機(jī)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

9、時和增大流量來襝，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機(jī)可經(jīng)常性地充分利用油泵的最大功率5。當(dāng)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)生三個互不成影響的獨立工作運(yùn)動。實現(xiàn)與回轉(zhuǎn)達(dá)機(jī)械的功率匹配。將第三泵在其他工作運(yùn)動上接通，成為開式回路第二個獨立的快速成運(yùn)動。此外，液壓技術(shù)在挖掘機(jī)上普遍使用，為電子技術(shù)、自動控制技術(shù)在挖掘機(jī)的應(yīng)用與推廣創(chuàng)造了條件。 七、迅速拓展電子化、自動化技術(shù)在挖掘機(jī)上的應(yīng)用。20世紀(jì)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(jī)的操作輕便和安全作業(yè)，降低挖掘機(jī)口音，改善駕駛員工作條件，逐步在挖掘上應(yīng)用電子和自動控制

10、技術(shù)6。隨著對挖掘機(jī)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(jī)電一體化在挖掘機(jī)上的應(yīng)用，并使其各種性能有了質(zhì)的飛躍。20世紀(jì)80年代，以微電子技術(shù)為核心的高新技術(shù)，特別是微機(jī)、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機(jī)上的應(yīng)用，推動了電子控制技術(shù)在挖掘機(jī)上應(yīng)用和推廣，并已成為挖掘機(jī)現(xiàn)代化的重要標(biāo)志，亦即目前先進(jìn)的挖掘機(jī)上設(shè)有發(fā)動機(jī)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)。 國內(nèi)液壓挖掘機(jī)的發(fā)展概況我國挖掘機(jī)生產(chǎn)起步于60年代，第一代產(chǎn)品為機(jī)械式挖掘機(jī)。進(jìn)入70年代，開始研制液壓挖掘機(jī)，并形成了系列產(chǎn)品，標(biāo)志著我國挖掘機(jī)行業(yè)已經(jīng)形成

11、。80年代中期，隨著我國改革開放的深入和國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，我國一些大型挖掘機(jī)企業(yè)分別引進(jìn)了德國利渤海爾、0&K、德馬克等公司的先進(jìn)制造技術(shù)，使我國的挖掘機(jī)在技術(shù)水平、產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)管理上都有了很大的提高。涌現(xiàn)出諸如長江挖掘機(jī)廠、撫順挖掘機(jī)廠、上海建筑機(jī)械制造廠、合肥礦山機(jī)器廠、北京建筑機(jī)械廠和貴陽礦山機(jī)器廠等一批實力較強(qiáng)的骨干企業(yè)，為我國挖掘機(jī)產(chǎn)品的生產(chǎn)和發(fā)展奠定了堅實的基礎(chǔ)，也為我國的經(jīng)濟(jì)建設(shè)做出了不可磨滅的貢獻(xiàn)。進(jìn)入90年代，挖掘機(jī)市場需求迅速擴(kuò)大，一些企業(yè)紛紛看好這一市場，挖掘機(jī)行業(yè)如雨后春筍，新企業(yè)不斷涌現(xiàn)，一些原本生產(chǎn)其它工程機(jī)械的企業(yè)，也紛紛加入到挖掘機(jī)行業(yè)。國外一些大公司也把目光瞄

12、準(zhǔn)了中國市場，短短的幾年內(nèi)，先后有日本、韓國、德國等十余家公司與中國企業(yè)進(jìn)行了合資，還有的在中國獨資辦企業(yè)生產(chǎn)挖掘機(jī)，使得我國從原有的六大骨干廠，一下猛增到44家。企業(yè)性質(zhì)由原來的單一國有企業(yè)，變成了國有、合資、獨資、股份制、鄉(xiāng)鎮(zhèn)集體等多種形式。1.3 小結(jié) 自2000年以來,中國挖掘機(jī)市場的銷量以超常規(guī)的速度增長著。2000年中國國內(nèi)所有挖掘機(jī)生產(chǎn)企業(yè)銷售量之和為7926臺，2003年則達(dá)到34800臺，三年時間增長了四倍。2001年比2000年增長56.4%，2002年比2001年增長59%，2003年與2002年比較，增長率竟然達(dá)到76%，2004年第一季度與2003年第一季度相比較全國

13、挖掘機(jī)銷售量的增長率又創(chuàng)新高，達(dá)到78%。 近年，中國挖掘機(jī)的實際銷售量屢屢打破人們事先對市場的預(yù)計,顯然這種過高的增長率對中國挖掘機(jī)市場的穩(wěn)定、健康發(fā)展是不利的。我們知道,中國國土遼闊,經(jīng)濟(jì)建設(shè)的任務(wù)很重,挖掘機(jī)市場需求空間很大,將來挖掘機(jī)產(chǎn)量發(fā)展到八萬臺、十萬臺恐怕是不夠的。業(yè)內(nèi)人士認(rèn)為,按照我們國家的土地、人口、經(jīng)濟(jì)、挖掘機(jī)的年均增長率在20%是一種比較正常的發(fā)展速度。第二章 液壓挖掘機(jī)的整機(jī)設(shè)計 液壓挖掘機(jī)主要參數(shù)的確定 整機(jī)主要參數(shù)9整機(jī)使用質(zhì)量 發(fā)動機(jī)額定功率 發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速 斗容 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)系統(tǒng)壓力 系統(tǒng)流量 工作裝置系統(tǒng)壓力 工作裝置系統(tǒng)流量 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)壓力 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)流量

14、伺服系統(tǒng)壓力伺服系統(tǒng)流量 功率計算選用康明斯發(fā)動機(jī)（日本產(chǎn)）功率為工作裝置油泵排量 回轉(zhuǎn)裝置油泵排量 先導(dǎo)操縱油泵排量 （起調(diào)壓力 額定壓力） 泵所需功率 機(jī)械效率工作裝置功率: 回轉(zhuǎn)裝置功率：伺服裝置功率：風(fēng)扇直徑,消耗功率，發(fā)電機(jī)消耗功率，飛輪輸出功率為發(fā)動機(jī)功率儲備系數(shù)為：發(fā)動機(jī)功率儲備系數(shù)合適 轉(zhuǎn)速度及回轉(zhuǎn)力矩計算回轉(zhuǎn)裝置A、B口的流量為 轉(zhuǎn)支承傳動比 回轉(zhuǎn)馬達(dá)排量 回轉(zhuǎn)裝置減速比 回轉(zhuǎn)平臺轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分 回轉(zhuǎn)裝置在壓力下，輸出扭矩為： (2-1)壓力差回轉(zhuǎn)起動力矩： M平臺 地面附著力矩： 地面附著系數(shù) 取整機(jī)質(zhì)量 取噸根據(jù)計算回轉(zhuǎn)時地面附著力矩滿足要求。根據(jù)經(jīng)驗公式計算平臺回轉(zhuǎn)起動力

15、矩 (2-2) G-整機(jī)質(zhì)量 取噸 牽引力計算一擋工況：馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩： (2-3)驅(qū)動裝置的輸出轉(zhuǎn)矩： (2-4)單邊牽引力： (2-5)式中：R驅(qū)動輪半徑一擋牽引力：取地面附著力： 二擋工況：馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩： (2-6)驅(qū)動裝置的輸出轉(zhuǎn)矩： (2-7)單邊牽引力： 二擋牽引力： 附著力發(fā)揮為F總/ F附： 行走速度計算行走裝置（馬達(dá)、減速機(jī)）馬達(dá)排量兩擋 減速機(jī)傳動比驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速： (2-8) (2-9) 行走速度計算 行走速度： (2-10)式中 驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速t 鏈軌節(jié)距 z 驅(qū)動輪齒數(shù) (2-11) (2-12)2.1.7 接地比壓計算接地面積： 平均接地比壓： (2-13) 轉(zhuǎn)向時阻力計

16、算a履帶動力阻力系數(shù)取u履帶與地面的摩擦系數(shù)取L輪距 1990mm S軌距 1520mm G整機(jī)質(zhì)量5600kg二擋牽引力可以轉(zhuǎn)向 回轉(zhuǎn)制動時齒輪圓周力計算1、首選驗算回轉(zhuǎn)制動時地面附著力矩是否夠履帶式挖掘機(jī)對地面的附著力矩 (2-14)履帶對地面的附著系數(shù)機(jī)重2、轉(zhuǎn)臺的制動力矩回轉(zhuǎn)制動時附著力滿足要求。3、制動時回轉(zhuǎn)減速機(jī)輸出齒輪轉(zhuǎn)矩 (2-15)制動時圓周力P (2-16)選用Is-616回轉(zhuǎn)支承 內(nèi)齒模數(shù)，其額定圓周力 故齒輪強(qiáng)度安全。整機(jī)穩(wěn)定性計算 挖掘機(jī)的穩(wěn)定性包括作業(yè)穩(wěn)定性和自身穩(wěn)定性。為使機(jī)器外形尺寸較小，充分發(fā)揮挖掘力，為此在挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺后部設(shè)有平衡重10（俗稱配重）。 初定配重

17、（表2-1）挖掘機(jī)停在水平地面上，斗桿和鏟斗液壓缸全伸出，空斗，斗底離地高約1m，轉(zhuǎn)臺上部各部件和工作裝置的重心應(yīng)當(dāng)平衡，即各部件對回轉(zhuǎn)中心力矩之和為零。（上部重心通過回轉(zhuǎn)中心） 表2-1各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 下車重G下=2400kgr下=0mm動臂重G臂=300kgr=2129mm轉(zhuǎn)臺重量（不含配重和工作裝置）連桿重G連=28kgr=2540mmG上=2300kgr上=890mm斗桿重G桿=120kgr=3320mmG配r配=1484mm搖桿重G搖=28kgr=2651mm鏟斗重G斗=120kgr=2550mm動臂缸1只G1=126kgr1=1450zmm斗桿

18、缸1G2=120kgr2=3400mm鏟斗缸1只G3=98kgr3=3340mm (2-17)不計下車重量 (2-18 挖掘機(jī)采用單排球四點接觸式回轉(zhuǎn)支承，通過回轉(zhuǎn)支承將上下車連成一體，下車的重量也參與平衡11。工作裝置和履帶垂直，傾翻點為支重輪中心A點（圖2-1）。挖掘機(jī)各構(gòu)件（包括下車及工作裝置）重心至A點的距離為r（圖2-1未表示出，計算時，在A的左側(cè)加760，右側(cè)減760）選取配重為G配=240kg表2-2 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻G配=240 kgr配=1484mmG臂=300kgr臂=1369mmG上=2300kgr上=890mmG連=28kgr連=17

19、80mmG下=2400kgr下=760mmG桿=120kgr桿 =2560mmG搖=28kgr搖=1891mmG斗=120kgr斗=1790mmG1=126kgr1=690mmG2=120kgr2=2640mmG3=98kgr3=2580mmM穩(wěn)=4227160kgfmmM翻= 1692068kgfmm 圖2-1作業(yè)穩(wěn)定性工況（1）（圖2-2）挖掘機(jī)停在水平地面上，工作裝置與履帶平行，斗桿與地面垂直，斗齒尖在停機(jī)面以下500mm處；用鏟斗缸挖掘，風(fēng)從后面來，傾翻點為履帶前方引導(dǎo)輪中心12。（1）求挖掘力（圖2-3）圖2-2 挖掘狀態(tài)鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離 R=952mm鏟斗缸直徑85mm,

20、油壓力 Pmax=210bar （扣除壓力損失） 取液壓缸效率=0.98 鏟斗缸最大推力 圖2-3 鏟斗 (2-19) （2）鏟斗級松土重324kg （3）系統(tǒng)壓力Pmax=210bar 表2-3 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 G配=240 kgr配=1484mmG臂=300kg r臂=1069mmG上=2300kgr上=1885mmG連=28kg r連=2985mmG下=2400kgr下=995mm G桿=120kg r桿=2890zmmG搖=28kg r搖=2995mmG斗=120kg r斗=2522mmG1=126kgr1=400mmG2=120kgr2=2058m

21、mG3=98kg r3=3102mmW切=3377kgr切=920mmG徑=r徑=300mmG風(fēng)= r=G鏟=200kgr鏟=400mmM穩(wěn)=7079660kgfmmM翻 圖2-4 挖掘狀態(tài)2.挖掘狀態(tài)工況（2）（圖2-4）挖掘機(jī)停在水平地面上，工作裝置與履帶平行，斗桿與地面垂直，挖掘至最大深度（3890），風(fēng)從前面來，傾翻點在履帶前方推土鏟B點；這時配重成為穩(wěn)定載荷。 求挖掘力-鏟斗缸挖掘（圖2-5） 圖2-5 鏟斗缸 (2-20) (2-21)表2-4 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻G上=2300kgr上=3032mmG臂=300kgr臂=550mmG下=2400kg

22、r下=2142mmG連=28kgr連=2521mmG配=240 kgr配=3106mmG桿=120kgr桿=2291mmG產(chǎn)=200 kgr產(chǎn) =200mmG搖=28kgr搖=2398mmG1=126kg r1=335mmG斗=120kgr斗=2410mmW切=3187kgr切=3890mmG2=120kgr2=2528mmG徑=r徑=689mmG3=98kgr3=2559mmG風(fēng)= r風(fēng)=1490mmM穩(wěn)M翻穩(wěn)定系數(shù)： 滿足穩(wěn)定要求。3.卸載狀態(tài)工況（3）（圖2-6）（圖2-7）挖掘機(jī)橫向停在12斜坡上，工作裝置位于下坡方向（與履帶垂直），伸出最大幅度，滿斗，鏟斗剛離開地面，風(fēng)從后面來，傾翻

23、點為下坡方向履帶邊緣A點；挖掘機(jī)向下坡方向回轉(zhuǎn)制動，傾翻力矩除A點右側(cè)的重力矩外，還有慣性力矩、穩(wěn)定力矩為A點左側(cè)的重力矩和回轉(zhuǎn)中心左側(cè)的慣性力矩。圖2-6 卸載狀態(tài)表2-5 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 G配=240 kg r配=2396mmG臂=300kgr臂=1100mmh配=897mmh臂=2254mmG上=2300kg r上=1815mmG連=28kgr連=4138mmh上=1293mmh連=1618mmG下=2400kg r下=944mm G桿=120kgr桿=3660mmh下=423mmh桿=1943mmG搖=28kgr搖=4118mmh搖=1738mmG

24、斗=120kgr斗=3686mmh斗=1525mmG1=126kgr1=444mmh1=1829mmG2=120kgr2=2093mmh2=2653mmG3=98kgr3=3880mmh3=2090mmG土=324kgr土=3003mmh土=250mmG風(fēng)=87.5 kgr風(fēng)=930mmh風(fēng)=1490mmM穩(wěn)M翻圖2-7 穩(wěn)定性 自身穩(wěn)定性（圖2-8）挖掘機(jī)停在12斜坡上，履帶與坡度方向垂直，工作裝置與履帶垂直，鏟斗舉至最高，空斗，幅度最小，鏟斗處于上坡方向，風(fēng)從上坡方向來，挖掘機(jī)有向下坡方向傾翻的可能，傾翻點為下方履帶支重輪中心A點。表2-6 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩

25、翻 G下=2400kgr下=651mmG配=240 kgr配=892 mmG臂=300kg r臂=1495mmW風(fēng)= r風(fēng)=1490mmG連=28kgr連=3085mmG上=2300kgr上=418mmG桿=120kgr桿=3007mmG搖=28kg r搖=3075mmG斗=120kgr斗=2625mmG1=126kg r1=1457mmG2=120kg r2=2202mmG3=98kgr3=3144mmM穩(wěn)=3615154kgf.mm M翻圖2-8 自身穩(wěn)定性 行駛穩(wěn)定性1.上坡行駛穩(wěn)定性（圖2-9）挖掘機(jī)沿25斜坡上坡行駛，斗桿全收回，斗底離地約位于上坡方向，風(fēng)從前方來，挖掘機(jī)由靜止到啟動

26、狀態(tài)13。這時配重、風(fēng)力和啟動慣性力使挖掘機(jī)繞位于斜坡下方驅(qū)動輪中心A點朝后傾翻。表2-7 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 G桿=120kg r桿=3814mmG配=240 kgr配=2163mmh桿=1109mmh配=1103mmG上=1800kg r上=440mm h上=1280mmG下=2400kgr下=668mmh下=575mmG臂=300kg r臂=1895mmh臂=2191mmG連=28kg r連=3069mmm=5600kgv=/st=1.7s h連=325mmG搖=28kg r搖=3249mmh搖=393mmG1=126kg r1=1687mmh1=142

27、2mmG2=120kgr2=3137mmh2=1908mmG3=98kg r3=3762mmh3=746mmG斗=120kgr斗=2897mmh斗=757mmM穩(wěn)=4111602kgf.mm M翻=1539180kgf.mm 圖2-9 上坡行駛穩(wěn)定性圖2-10下坡行駛穩(wěn)定性2.下坡行駛穩(wěn)定性（圖2-10）挖掘機(jī)沿25斜坡上下坡制動，斗桿及鏟斗垂直于地面，斗齒尖離地約，急剎車（制動）慣性力（P）使挖掘機(jī)朝前傾翻，傾翻點在履帶前方推土鏟A點，風(fēng)從后方來。 表2-8 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 G配=240 kg r配=2422mm G臂=300kg r臂=1020mmh配

28、=901mmh臂=2695mmG上=2300kg r上=2008mmG連=28kg r連=2540mmh上=1230mmh連=1123mmG下=2400kg r下=1024mmG桿=120kgr桿=2565mmh下=619mmh桿=1999mmG搖=28kgr搖=2543mmh搖=1118mmG斗=120kgr斗=2014mmh斗=788mmG1=126kg r1=449mmh1=3033mmG2=120kgr2=2394mmh2=1685mmG3=98kgr3=2721mmh3=1972mmP=252kgf M穩(wěn) M翻=1890304kgf.mm 2 誤操作時的穩(wěn)定性（圖2-11）圖2-11

29、誤操作時的穩(wěn)定性挖掘機(jī)在25斜坡上下坡，工作裝置全伸出在下坡方向，空斗，斗齒尖離地約1m，以最高速度下坡，急剎車，風(fēng)從后方來，慣性力使挖掘機(jī)繞履帶引導(dǎo)輪中心下方A點向前傾翻。表2-9 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻 G配=240 kgr配=2428mmG臂=300kg r臂=1368mmh配=901mmh臂=2286mmG上=2300kgr上=1765mmG連=28kg r連=3578mmh上=1251mmh連=820mmG下=2400kg r下=1242mmG桿=120kg r桿=2959mmh下=563mmh桿=1157mmG搖=28kgr搖=3538mmh搖=806

30、mmG斗=120kgr=3678mmh=392mmG1=126kg r1=1048mmh1=1565mmG2=120kgr2 =2830mmh2 =1999mmG3=98kg r3 =3820mmh3 =1287mmP=252kgfM穩(wěn)=7623020kgf.mm M翻穩(wěn)定系數(shù)： 可以圖2-12 拆除工作裝置時的穩(wěn)定性 拆除工作裝置時的穩(wěn)定性（圖2-12）挖掘機(jī)修理時，停在水平場地上，上車縱軸線和履帶垂直，拆除工作裝置，此時配重變成傾翻因素。場地?zé)o風(fēng)，挖掘機(jī)繞后方履帶支重輪中心A點傾翻。表2-10 各部件重量和與回轉(zhuǎn)中心的距離 穩(wěn)定力矩穩(wěn) 傾翻力矩翻G配=240 kg r配=724mmG下=2

31、400kg r下=760mmG上=2300kgr上=130mmM穩(wěn)=1824000kgfmmM翻=472760kgfmm 滿足要求。 整機(jī)的重心計算 圖2-13 挖掘機(jī)運(yùn)輸狀態(tài)一、挖掘機(jī)運(yùn)輸狀態(tài)縱向重心位置圖示符號的含義：GB=240kg 平衡重重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離YB為1484mm；Gp=2300kg 平臺上部重量，重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Yp為750mm；Gu=2400kg 平臺下部重量, 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的離Yu為0mm；G斗=120kg 斗桿重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y1為3450mm；G鏟=120kg 鏟斗重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（

32、Z坐標(biāo)）的距離Y2為2550mm；G臂=300kg 動臂重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y3為2129mm；G1=120kg 動臂油缸重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y4為1520mm；G2=120kg 斗桿油缸重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y5為3150mm；G3=98kg 鏟斗油缸重量， 重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y6為3630mm；G=5600kg 整機(jī)重量。整機(jī)重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y=GiYi/G (2-22)=(1203450+1202550+3002129+1261520+1203150+983630-2401484-2300890)/5

33、600=運(yùn)輸狀態(tài)整機(jī)縱向重心距回轉(zhuǎn)中心向后2.4 小結(jié)本章通過確定液壓挖掘機(jī)的整機(jī)參數(shù)，經(jīng)過一系列的計算，確定了液壓挖掘機(jī)的整機(jī)穩(wěn)定性，為下文進(jìn)一步的設(shè)計打下了基礎(chǔ)，有利于實際生產(chǎn)中的應(yīng)用。第三章 底盤的計算 底盤數(shù)據(jù)概述根據(jù)單斗挖掘機(jī)的底座計算方法17，液壓挖掘機(jī)橫向挖掘，選擇動臂上、下鉸點連線水平，斗桿垂直以鏟斗挖掘而挖掘力W1為垂直方向時來作為計算工況（如圖3-1所示）已知數(shù)據(jù)（機(jī)器各部分位置如圖3-1）：圖 3-1 挖掘機(jī)整機(jī)圖示符號的含義： 平衡重重量，其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y1為1484mm； 不包括平衡重及工作裝置的平臺上部的重量， 其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離

34、Y2為890mm； 行走裝置總重量， 其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y3為0mm； 動臂重量， 其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y4為2064mm； 動臂油缸重量， 其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y5為1404mm； 斗桿及連桿、搖桿重量， 其重心距回轉(zhuǎn)中心線（Z坐標(biāo)）的距離Y6為3913mm； 斗桿油缸重量, 其重心距回轉(zhuǎn)中心線(Z坐標(biāo))的 距離Y7為3188mm; 鏟斗及土重總和, 其重心距回轉(zhuǎn)中心線(Z坐標(biāo))的距離Y8為3508mm; 鏟斗油缸重量, 其重心距回轉(zhuǎn)中心線(Z坐標(biāo))的距離Y9為4169mm; 圖示位置挖掘力, 其距回轉(zhuǎn)中心線(Z坐標(biāo))的距離Yw為2960mm.平臺

35、及平臺上部各部分的重量總和： 平臺及平臺上部各力對回轉(zhuǎn)中心水平軸的力矩(包括挖掘力)： 設(shè)平臺及平臺上部合力作用點的位置為M點（包括挖掘力），則： (3-1)r平臺及平臺上部合力作用點到機(jī)器回轉(zhuǎn)中心的水平距離. 本底座計算中的單位規(guī)定如下：圖形中的長度單位： mm力的單位： N質(zhì)量的單位： kg力矩的單位： Nm 底盤強(qiáng)度計算 3. 底盤車架的尺寸如圖3-2所示A、B、C、D為底盤在履帶架上分支承點。即底盤橫梁中心線和履帶架中心線的交點。A1、B1、C1、D1為驅(qū)動輪、導(dǎo)向輪在地面的支承點，A1、B1、C1、D1分別在單條履帶的中心線上。AK和A1K1分別為B C、B1 C1的垂線AK= A

36、BsinA B C= A Bsin() (3-2)= 655sin()=A1K1= A1B1sinA1B1C1= A1B1sin() (3-3)=1990sin()=1208 mm圖 3-2 底盤車架 (單位:mm)圖 3-3 截面 (單位:mm) 底架強(qiáng)度計算20：取M作用于A的一邊270 mm處是最大受力工況。按A、B、C、三點支承受力平面進(jìn)行計算。 (3-4)=191798N計算取圖3-3中的截面和截面為危險截面。截面的計算 （尺寸如圖3-3所示）： (3-5) (3-6) (3-7) (3-8) =1917982截面的計算（尺寸如圖3-4所示）： (3-9)圖3-4截面 (單位:mm)

37、 (3-10) (3-11) 圖3-2中的點為（）合力作用點的位置, 660為滾盤座螺孔中心的分布直徑, 1520為兩條履帶中心線的距離21。即底座橫梁按簡支梁計算的長度，則截面螺孔中心所受的力為： (3-12) (3-13) (3-14) 許用應(yīng)力的選取根據(jù)單斗液壓挖掘機(jī)底架計算，其許用應(yīng)力按動載荷選用。板厚16mm時的容許應(yīng)力為17150N/cm2。很明顯，通過對挖掘底座的計算，各部分的應(yīng)力均小于所選取的許用應(yīng)力值，所以機(jī)器各部分16Mn板材所受的力均能滿足強(qiáng)度要求，且有足夠的安全系數(shù)。3.4 小結(jié)本章主要設(shè)計液壓挖掘機(jī)的底盤，主要計算了底盤的強(qiáng)度，研究了底盤的支撐力，從而提高機(jī)器的安全系

38、數(shù)，在實際生產(chǎn)中根據(jù)需要選擇適合的板材，滿足生產(chǎn)需要。第四章 履帶行走裝置的計算 液壓馬達(dá)的輸出扭矩和轉(zhuǎn)速 （馬達(dá)扭矩） (4-1) （馬達(dá)轉(zhuǎn)速） (4-2)Q流量 Q =55L/min幾何排量 =壓差， 取 容積效率， 機(jī)械效率， i傳動比 一檔工況： (4-3) (4-4)二檔工況： (4-5) (4-6) 圖4-1 履帶行走裝置1、導(dǎo)向輪2、組合行走架3、張緊裝置4、中護(hù)軌板5、托帶輪6、 履帶 7、支重輪 8、驅(qū)動輪 挖掘機(jī)的行走速度和牽引力行走馬達(dá)選用 JA3D3000B型 排量：中央末端傳動比一、行走速度為： (4-7)t鏈軌節(jié)距 t=135mmz驅(qū)動輪有效節(jié)數(shù) z =12驅(qū)動輪轉(zhuǎn)

39、速： (4-8) (4-9) 行走速度： (4-10) (4-11)二、履帶牽引力：驅(qū)動輪半徑： (4-12)一擋工況：馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩： (4-13)驅(qū)動裝置輸出轉(zhuǎn)矩： (4-14)單邊牽引力： (4-15)一擋牽引力： (4-16)取地面附著力： F附二擋工況：馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩： (4-17)驅(qū)動裝置的輸出轉(zhuǎn)矩： (4-18)單邊牽引力： (4-19)二擋牽引力： (4-20) 挖掘機(jī)爬坡度計算一、 挖掘機(jī)在坡度上行走時(硬路面),其牽引力需要克服:運(yùn)動阻力； 坡度阻力（下滑力）； 內(nèi)部阻力； 根據(jù)牽引力的計算，我們知道挖掘機(jī)的牽引力大于地面附著力，故計算時以地面附著力為準(zhǔn)，另外發(fā)動機(jī)有足夠的

40、動力克服內(nèi)部阻力，故計算時不考慮內(nèi)部阻力的影響。Gcos+Gsin=Gcos (4-21)地面阻力系數(shù)： = 0 地面附著系數(shù)： 代入得：=arctan（）=35二、實際爬坡能力由發(fā)動機(jī)爬坡允許傾角的限制, 按照柴油機(jī)的使用要求, 最大允許傾角為30,所以本機(jī)最大爬坡度為30 行走、下坡制動力計算挖掘機(jī)下30坡時全速（二擋）行駛計算制動力，風(fēng)從后面吹來，其驅(qū)動輪的主動力有下滑力、制動慣性力、風(fēng)的合力。下滑力： W15600（Sin30 (4-22)制動慣性力： W2（5600V2）/t=5600 (4-23)1791.1 kgf（制動時間t=3.5秒）風(fēng)力： W350 kgfWW1W2W344

41、71.2=22235.6 kgf (4-24)每條履帶上主動力為2235.6 kgf履帶效率為0.850.851900.2 kgf驅(qū)動輪上需制動轉(zhuǎn)矩為：0.9053.706.m (4-25)行走裝置的制動轉(zhuǎn)矩為：451/53.706=8.4 kgm制動力矩夠。4.5 彈簧張緊裝置計算：一、已知：履帶節(jié)距t=135mm , 單邊履帶牽引力F單=27.264kN ?。?彈簧直徑D=120mm , 彈簧鋼絲直徑d=30mm二、彈簧張緊力計算：P1xF單=1.5x25.844=40.897 KN (4-26)壓縮后彈簧力計算：P2=3x F單=3x25.844=81.795 KN (4-27)彈簧的工

42、作行程： ht/4=135/4= 取48mmm三、計算參數(shù)如下P1kN,P2, (4-28)h=H1-H2=48mm, D=120mm d=30mm, (4-29)彈簧材料60SiCrVA=950N/mm2,經(jīng)噴丸及熱處理后強(qiáng)度提高取=1150N/mm2四、彈簧指數(shù)計算：C=D/d=120/30=4 (4-30)五、彈簧剛度系數(shù)： K=（4c-1）/（4c-4）（4x4-1）/（4x4-4）六、彈簧鋼絲直徑校核： (4-31) 取鋼絲直徑d=30mm七、彈簧工作極限負(fù)荷計算 (4-32)八、單圈彈簧剛度pd=Gd4/8D3=80000304/81203 (4-33)式中：G材料剪切彈性模數(shù) G=80kN/mm2九、最大工作負(fù)荷P1 、P2作用下單圈彈簧的變形f1= P1/Pd (4-34)f2=P2/Pd (4-35)fW = f2- f1 (4-36)十、彈簧有效工作圈數(shù)及總?cè)?shù)n=h/fW =48/8.27=5.804 取n=6 (4-37)n0=n+2=6+2=8圈十一、彈簧剛度Pd= pd (4-38)