液压挖掘机毕业设计说明书

1、青岛农业大学毕业论文(设计题目:液压挖掘机工作机构设计与运动分析姓名:嘿嘿嘿学院:机电工程学院专业:机械设计制造及其自动化班级:2008.03学号: 20082480指导教师:胡老师2012年6月18日毕业论文(设计诚信声明本人声明:所呈交的毕业论文(设计是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果,论文中引用他人的文献、数据、图表、资料均已作明确标注,论文中的结论和成果为本人独立完成,真实可靠,不包含他人成果及已获得青岛农业大学或其他教育机构的学位或证书使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。论文(设计作者签名:日期:年月日毕业论文(设计

2、版权使用授权书本毕业论文(设计作者同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文(设计的复印件和电子版,允许论文(设计被查阅和借阅。本人授权青岛农业大学可以将本毕业论文(设计全部或部分内容编入有关数据库进行检索,可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本毕业论文(设计。本人离校后发表或使用该毕业论文(设计或与该论文(设计直接相关的学术论文或成果时,单位署名为青岛农业大学。论文(设计作者签名:日期:年月日指导教师签名:日期:年月日目录摘要 (1Abstract (21绪论 (31.1本课题的目的和意义 (31.2国内外液压挖掘机的发展情况 (31.3设计概述 (42总体方案 (62.1设计任务

3、(62.2工作装置设计原则 (62.3液压挖掘机的总体结构 (62.4整体设计 (73工作装置的设计 (103.1 工作装置总体方案的选择 (103.2工作装置结构尺寸的确定 (144工作装置液压系统的设计 (184.1液压系统主要参数的确定 (184.2液压系统的确定 (215工作装置的强度校核 (245.1挖掘力的计算 (245.2工况的选择 (245.3力的计算 (255.4斗杆、动臂的强度校核 (296工作装置零件建模与整机装配 (346.1工作装置零件建模 (346.2整机装配 (367工作装置运动分析 (377.1COSMOSMotion简介 (377.2运动过程分析 (378结论

4、 (42参考文献 (43致谢 (45有CAD图纸,三维图,运动仿真动画,想要的可加QQ738510904,还送相关资料 液压挖掘机工作机构设计与运动分析摘要液压挖掘机是工程机械的重要产品之一,具有较高的技术含量。工作机构是液压挖掘机的主要装备,机构各铰点以及其具体结构的设计将是决定工作机构性能水平的重要因素,决定了液压挖掘机的工作性能,影响其最终使用性能的好坏,所以对液压挖掘机工作机构的研究是十分有必要的。利用SolidWorks 软件先建模后分析,可以大大缩短设计周期和设计工作量,能快速适应市场竞争的需求,有着重大的社会价值和经济价值。本次设计完成的主要任务有:1挖掘机工作机构类型的综合分析

5、和选用;2液压挖掘机工作装置的结构设计和尺寸计算;3工作装置部分的液压系统设计;4对主要零部件进行力学分析和计算;5驾驶室、三组油缸、铲斗、动臂、斗杆、摇杆的三维建模;6挖掘机整体建模与装配设计;7挖掘机工作机构的运动分析。关键词:液压挖掘机;工作机构;液压系统;力学分析;运动分析The Design and Motion Analysis of Hydraulic ExcavatorsWorking MechanismAbstractThe hydraulic excavator is one of the most important construction machineries, a

6、nd includes the higher technical specification. Working device is the main equipment of the Hydraulic Excavator. The design of hinge points and concrete structures is an important factor which has a decisive influence on the use of working device. And it affects the quality of the end-use performanc

7、e. Therefore, the research of the hydraulic excavator is necessary. Motion simulation is down after modeling by SolidWorks .This method of design can greatly reduce the design cycle. Also it can quickly adapt to the needs of market competition, has significant social value and economic value.Main co

8、ntents contained in the article are following:1 The comprehensive analysis and selection of excavator working mechanism type;2 The structure design and size calculation of hydraulic excavator working equipment;3 The hydraulic system design of working device;4 The analysis and calculation of the ma t

9、he typical parts;5 The 3D modeling of operator cab, three groups of oil cylinder, bucket, boom, arm and bucket;6 Excavator overall modeling and assembly design;7 The analysis motion of working mechanism.Key Words:Hydraulic Excavator;Working Device;Hydraulic System;Mechanical Analysis;Motion Analysis

10、1绪论1.1本课题的目的和意义液压挖掘机是一种周期作业的土石方施工机械,在交通运输、民用建筑、矿山开采和市政工程等场所得到广泛应用,是各种土石方工程中非常常用的一种重要工程机械。主要用于建筑工程中拆除和开挖地基,水利工程中开挖坑槽和疏通河道,道路建设中道路平整和岩石破碎,市政建设中铺设管道和破碎路面,现在一些新型挖掘机可以水下作业。由于施工环境有时比较恶劣,对挖掘机的技术性能要求比较高,所以液压挖掘机的科技含量比较高,是工程机械中最重要的产品之一。可以说液压挖掘机的制造技术水平和生产能力反映了一个国家的工程机械的整体水平,不夸张的说也能反映这个国家的装备制造业水平1。液压挖掘机结构非常复杂,整

11、机的零部件高达3000多件,覆盖机械、液压、石油化工和电气等行业,其发展可以带动这些产业的发展并且对国民经济的发展有重要影响。目前我国正处于经济建设的上升期,各地都在大兴土木进行建设,并且随着“十二五”计划的开始,我国城镇化建设在未来一段时间内将驶上快车道,对于在土方施工以及工程建设方面起重要作用的挖掘机械产品,必将随之保持着繁荣景象。挖掘机行业在未来几年必会迅猛发展,现在能掌握这门技术就显得更为有意义。1.2国内外液压挖掘机的发展情况1.2.1国内液压挖掘机的发展和现状挖掘机的生产在我国开始的比较晚,在1954年抚顺重型机器厂才仿照前苏联的机械式挖掘机W10012和W5012生产了我国第一台

12、斗容量为1m3的机械式单斗挖掘机2,而液压挖掘机到1967年才开始,这都远远落后于西方发达国家。最近几年随着改革开放的深入,液压挖掘机在我国得到大力发展,许多液压挖掘机生产厂商如雨后春笋般的出现,并形成了一定的规模。目前,国内挖掘机整体技术水平处于国际二十世纪八十年代末九十年代初水平,与国外先进技术的差距还十分明显,许多关键技术都还没能突破,尤其是液压挖掘机更是任重而道远这。近几年,我国的挖掘机行业发展迅速,特别是中、小型液压挖掘机的发展,现在都已形成系列。在这些生产企业中,以三一重工为首,玉柴重工、柳工、福田雷沃、山河智能等企业组成的中国挖掘机团队已达到一定的规模和水平。但是我国至今仍然未能

13、开发出完全自主的液压挖掘机,其关键技术还得依靠外国,国内市场主要被外企占据,即使那些比较有名的国产品牌还得需要与外企合作,没有自主开发的产品。总而言之,近几年我国液压挖掘机发展迅速,但要达到国际水平还任重道远。1.2.2国外液压挖掘机的发展和现状在国外,挖掘机的最早雏形出现在十六世纪的意大利威尼斯,当时还是人力驱动主要用于运河的疏浚工程。到1836年出现了以蒸汽机驱动的“动力铲”,它可以模拟人的掘土工作。到1899年人们开始将电动机应用到挖掘机上从而出现了电动挖掘机。第一次世界大战后,人们开始将汽油机和柴油机用于挖掘机,这大大改善了挖掘机的使用性能和范围,使得挖掘机得到大力发展。进入二十世纪,

14、由于液压技术的应用,使得挖掘机得到质的改变。20世纪40年代液压技术开始应用于挖掘机,出现了半液压传动的挖掘机。到20世纪50年代研制出了全液压传动的挖掘机。尽管初期研制的液压挖掘机的液压技术不够成熟,主要是是采用机床和飞机的液压技术。其液压元件的制造质量也不够稳定,但是液压技术的应用还是让挖掘机得到了一次飞跃式发展。尤其是到了60年代,开始出现完全为挖掘机设计的液压技术和液压元件,液压挖掘机正式进入了蓬勃发展的阶段,随着经济发展的加快,挖掘机制造厂商和品种增加迅速,挖掘机产量也迅猛增加3。到七十年代,液压挖掘机已成为主流挖掘机产品,产量已占据绝大份额。到目前,液压挖掘机几乎已经占领挖掘机市场

15、,特别是中、小型挖掘机。随着液压技术的进一步成熟以及计算机技术、自动化控制技术和机电一体化技术等的快速发展,国际上液压挖掘机的生产和研制正在朝向更加节能高效化、小型化、多功能化和人性化的方向发展4。1.3设计概述本设计为液压挖掘机工作机构设计。液压挖掘机的类型较多,其工作装置又可分为正铲式和反铲式。由于目前市场上中、小型挖掘机大多采用反铲式,只有一些大型挖掘机和有特殊要求的挖掘机才采用正铲式,所以本次设计的挖掘机类型为反铲式单斗液压挖掘机。本次设计的任务是设计一个标准斗容为0.92m3,挖掘级及以下土壤的液压挖掘机。它属于中型液压挖掘机,主要设计挖掘机的工作装置。2总体方案2.1设计任务分析挖

16、掘工作对工作机构的要求,然后进行挖掘机工作机构类型的综合分析和选用并进行各主要零部件的尺寸设计,再进行工作装置液压系统的设计,在上面各零部件设计的基础上,进行挖掘机的整体装配设计和装配干涉分析,再对各主要零部件进行强度计算检验设计的合理性,最后建立液压挖掘机工作机构运动模型,并进行运动分析。2.2工作装置设计原则本次设计的液压挖掘机工作装置为反铲式,而要设计合理的反铲装置必须满足以下要求:1、主要的工作尺寸和工作范围能满足使用要求,2、整机挖掘力的大小和分布情况应满足使用标准,同时机器应具有一定的先进性。3、确定各个铰点位置,各零部件的结构形式和截面尺寸形状时应尽可能使受力状态有利,并尽量减轻

17、各个结构的重量。4、工作装置的液压缸设计应考虑三化,采用系列参数。5、工作装置的结构形式和布置要易于装拆和维修,尤其是那些易损坏的零部件的更换。6、采取合理有效的方法来达到特殊使用要求5。2.3液压挖掘机的总体结构液压挖掘机的总体结构包括动力装置、工作装置、回转机构、操纵机构、传动系统、行走机构和辅助设备等6。其主要零部件名称如图2-1所示: 图2-1液压挖掘机的基本构造1.动臂缸2.斗杆缸3.铲斗缸4.动臂5.斗杆6.铲斗7.摇杆 8.连杆 9.驾驶室 10.上部机构 11.下部机构 12.行走机构2.4整体设计参照【2】P46,根据经验公式计算法估算出整机各部分尺寸和工作装置尺寸。给定的设

18、计参数:铲斗斗容量q =0.92m 3。根据经验公式,估算整机质量为G=2179+20147q=20.7吨。根据经验公式求各线性尺寸参数:L i =li K 3G (m (2-1式中 K li 线向尺寸经验系数,G 为整机质量。参照【2】P47表1-3 机体尺寸和工作尺寸经验系数表 选取适当系数来计算各部分尺寸:1 转台底部离地高:0.4 1.098F L m =; 2 履带长度: 1.38 3.789L L =; 3 轨 距:0.8 2.196B L m = 4 底架离地高:0.140.384Q L m =; 5 司机室总高: 1.00 2.746h L m = 6 臂铰离地高:0.63 1

19、.730H L m = ; 7 臂铰离回转中心:0.42 1.153x L m =; 8 臂铰与液压缸铰距:0.30.824e L m =; 9 臂长:标准臂尺寸系数范围1.71.9, 推荐值1 1.8l K =。所以标准臂11 1.8 4.942l l K m =; 10 标准斗杆:推荐系数20.8l K =,220.8 2.197l l K m =; 11 铲斗长度:推荐系数30.5l K =,330.5 1.373l l K m =; 1动臂转角:004050-;2斗杆转角:0060150;3铲斗转角:0080150;4最大挖掘半径:K R =3.35,R=9.198m ;5最大挖掘深度

20、: 2.05li K =,1max 5.629H m =;6最大挖掘高度: 2.25li K =,2max 6.178H m =;7最大卸载高度: 1.55li K =,3max 4.256H m =;根据经验公式求工作装置各部分的重量:i Gi G K G = (2-2式中 i G 各部分重量系数;G 整机重量。根据【2】P48表1-4,可以估算整个工作装置的重量0.1520.7 3.105i G =吨。再由P83表2-7确定工作装置各部分的重量为:(单位:吨表2-1工作装置各部分的重量G名称重量(吨动臂 1.5斗杆0.8铲斗0.83工作装置的设计工作装置的设计需根据要求确定其结构方案,进而

21、确定其各部件的尺寸以及铰点位置,最后还应对其作业尺寸和工作臂的强度以及挖掘力的大小进行校核,确保其满足要求。3.1 工作装置总体方案的选择工作装置总体方案的选择主要包括工作装置总体结构的选择,动臂、斗杆和铲斗结构形式的选择以及各个油缸铰点的布置形式的选择。3.1.1工作装置的总体结构 图3-1工作装置总体结构图1.斗杆油缸2.动臂3.液压油管4.动臂油缸5.铲斗6.斗齿7.侧齿8.连杆9.摇杆10.铲斗油缸11.斗杆3.1.2动臂、斗杆和铲斗结构形式的选择a.确定动臂的结构形式动臂是挖掘机工作装置的主要部件,可分为整体式和组合式。整体式动臂结构简单,重量轻而强度好具有良好的工作性能;组合式动臂

22、重量大,制造成本也高,现一般仅作为特殊配置使用。所以选用整体式动臂。整体式动臂又有整体直动臂和整体弯动臂这两种。其中整体直动臂构造简单、重量轻、容易生产,主要用于悬挂式挖掘机,但不能获得较大的挖掘深度,不适用于通用挖掘机;整体弯动臂是目前应用最广泛的结构形式,可获得较大的挖掘深度,但降低了卸土高度,这个正符合挖掘机反铲作业的要求7。所以,本次设计选用整体弯动臂。b.确定斗杆的结构形式斗杆也有整体式和组合式这两种形式。其中组合式不常用,大多数挖掘机都采用整体式,当需要调节斗杆长度或杠杆比时采用更换斗杆或设置24个铰链孔的方法。因此也采用整体式。c.确定铲斗的结构形式反铲式挖掘机采用的铲斗形式,其

23、形状和尺寸参数的合理性选择对挖掘机的作业效果往往有很大影响。挖掘机的作业工况各种各样,只用一个铲斗很难完成所有的工况作业。所以为了满足不同工况的作业需求,并能尽可能的提高作业效率,在同一反铲装置上可配几种甚至几十种不同结构和容量的铲斗,如图3-2为本次设计所采用的反铲斗常用铲斗形式。 图3-2铲斗的常用形式1.齿座2.斗齿3.橡胶卡销4.卡销5.6.7.斗口板装设斗齿可以增大铲斗挖掘时所产生的压力,从而增大切削力,使铲斗更好的破碎或挖掘物料。铲斗的斗齿大都采用装配形式,其结构形式有螺栓连接式和橡胶卡销式8如图3-3(a和(b所示。 图3-3斗齿连接方式(a 螺栓连接式(b 橡胶卡销式经比较(a

24、的结构构造简单,强度和刚度都比较好,所以选择(a安装方式。3.1.3确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置a.动臂油缸的铰点布置方式如图3-4所示: 3-4几种动臂油缸的布置方式其中,a和b比较常见,c和d不常见。a的特点是不会消弱动臂的结构强度,但会影响动臂的运动范围,b则与之相反,并能产生较大的挖掘力,但要采用双液压缸形式。考虑到本次设计的挖掘机需要较大的挖掘力,所以动臂油缸的布置方式选用b,使用双油缸。b.斗杆油缸的铰点布置斗杆油缸的布置方式如图3-5所示: 图3-5 斗杆油缸的布置方式C.铲斗油缸的铰点布置铲斗与铲斗液压缸的连接形式有四连杆机构和六连杆机构这两种,如图3-6所示。其中四连杆

25、机构的连接方式是铲斗直接铰接于铲斗液压缸,特点是铲斗转角较小,但可以获得较大的工作力矩;六连杆机构的连接方式是铲斗通过连杆与铲斗液压缸铰接,其特点是当液压缸活塞杆行程相同时,铲斗能够得到较大的转角从而来改善整个机构的传动特性。 图3-6铲斗的连接方式图3-7(a为直接连接,铲斗、斗杆与铲斗液压缸组成四连杆机构。图3-7(b中液压缸通过一个摇杆和一个连杆与铲斗相连,与斗杆组成六连杆机构。图3-7(c 和(d 的铰接形式相似相似,与(b 的区别在于前者液压缸活塞杆铰接于摇杆两端之间。因为(b 形式能让铲斗获得较大挖掘力,所以选用(b 图所示的连接方式。3.2工作装置结构尺寸的确定工作装置的结构尺寸

26、主要包括铲斗、斗杆和动臂的尺寸以及各铰点的位置。3.2.1铲斗参数的选择 图3-7 斗形示意图斗容量q ,平均斗宽B ,转斗挖掘半径R 和转斗挖掘装满转角2(这里令max =四者之间有以下几何关系:(见【2】P7321(2sin 22s q R B K -= (3-1 式中:S K 土壤松散系数,近似值取1.35。因我国标准斗容q 指堆尖容量,所以装满系数可不再考虑。平均斗宽B 可根据【2】P75表2-6(反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围查得q=0.92m 3时,取B=1.25m 。又因为q 一定时W 1max 和E 随着B 和R 的变大而减小。但B 和R 大到一定程度,综合反应到2900以后W

27、 1max 和E 的减小减缓。显然B 和R 无限增大会导致q=0,铲斗变为平板。且B的增大使附加载荷引起的对工作装置的扭矩和水平弯矩随之增大,从而对工作装置的结构强度和刚度的要求更高。全面考虑有关因素,可取2=9001000。如果21000 则W 1max 太大;如果2900,则B 和R 太大。所以取2=960。因此由式3-1得: 所以R=1.36m 。式中 W 1max 铲斗挖掘阻力,E 铲斗挖掘时挖掘1m 3容积的土所耗费的能量称为铲斗挖掘能容量。铲斗上两个铲点K 与Q 之间距离KQ l ,太大影响铲斗机构传动特性,太小则影响铲斗结构刚度,一般取特性参数2k =KQ l /R =0.30.

28、38。当铲斗转角较大时,2k 取较小值。一般取1095115KQV = 。根据实际情况取2k =0.43,10100= 。即KQ l =2k R =0.431.36=0.5848m 。3.2.2动臂和斗杆尺寸的确定动臂与斗杆的长度比为K 1,当K 12时称为长动臂短斗杆方案,当K 11.5时属于短动臂长斗杆布置方案,K 1在1.52之间称为中间比例方案9。对于没有特殊要求的挖掘机,一般取中间比例方案,即取特性参数。K 1= 13l =1.52,这里取K 1=1.8。根据前面经验公式计算结果并参考现代ROBEX 215-7型液压挖掘机的作业参数,初步选取最大挖掘半径R 1=9500mm ,据统计

29、,最大挖掘半径R 1值一般于123l l l +的和很接近,因此在3l 和1K 值已定时可根据【2】P80经验公式计算: 11211R l l K -=+ (3-2 113l K l = (3-3式中: 1l 动臂长,即尺寸CF 长,mm ;2l 斗杆长,即尺寸FQ 长,mm ;3l 铲斗尺寸QV ,即R ,mm ;R 1 最大挖掘半径,mm 。由此计算得: 29500136029071 1.8l mm -=+, 初步选定22900l mm =; 1 1.829005220l mm =,初步选定15200l mm =。动臂的弯角1一般可取1=12001400,弯角大可增加挖掘深度,但降低了卸载

30、高度,太小则对强度不利,针对实际情况,可初步确定=1200。 图 3-8 各铰点位置到此,动臂和斗杆的基本长度和弯角已经确定,其余各部分的具体参数,可参照现代ROBEX 系列液压挖掘机进行类比做仿形设计,并结合本次设计要求,运用SolidWorks 三维技术对工作装置进行建模分析,优化各铰点的位置如图3-8所示,进而得到各部分的尺寸如下表所示:表3-1 各部件铰点的距离工作装置组成距离(mm铲斗QV=1630 KQ=590 HN=600HK=700斗杆FQ=2900FE=948FG=878QN=600GN=1867 EG=1429 GQ=2452EQ=3810动臂CF=5200CD=3405C

31、B=2495DF=2384BF=3256BD=10221120= 机体AC=488至此,工作装置的基本尺寸和铰点位置已全部确定。4工作装置液压系统的设计液压挖掘机工作装置的主要功能运动有以下几个动作:动臂升降、斗杆收放和铲斗装卸10,如图4-1所示。因为这几个运动都是线性运动,所以选用液压缸作为执行元件。本次设计要求既要保证各个动作能够独立进行,也可以相互配合实现复合动作。 图4-1 液压挖掘机工作装置的作业循环组成4.1液压系统主要参数的确定4.1.1 系统工作压力的确定因为本次设计的液压挖掘机整机重量小于30吨,所以本机最大挖掘阻力可由以下经验公式求出:f f F k G = (4-1式中

32、 f k 挖掘阻力系数,推荐值0.5,G 整机重量(KN 。因此本机最大挖掘阻力0.520.79.8101.4f F KN =。根据表4-1、表4-2,并考虑到本液压挖掘机的最大负载f F , 初选系统工作压力为25P MPa =。表4-1按负载选择执行元件工作压力负载F/N工作压力P/MPa5000 50000 57表4-2设备常用的工作压力设备类型系统工作压力MPa磨床0.82.0组合机床 3.05.0龙门刨床 2.08.0拉床8.010.0农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构10.016.0液压机、中大型挖掘机、重型机械、起重机运输机械16.032.04.1.2 液压缸主要结构尺寸的

33、确定(1液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程应满足挖掘机的作业尺寸要求,即最大卸料高度、最大挖掘深度及最大挖掘高度。当动臂缸全伸、斗杆缸全缩、铲斗处于竖直状态时,工作装置为最大卸料高度状态;当动臂刚全伸、斗杆缸和铲斗缸全缩时,工作装置为最大挖掘高度状态;当动臂缸全缩、斗杆和铲斗都处于竖直状态时,工作装置为最大挖掘深度状态11。通过SolidWorks建模,在满足最大挖掘深度的前提下,动臂缸的长度L1min1700mm,在最大卸料高度位置时,动臂缸的长度L1max2800mm,所以L1=L1max-L1min=1100mm。根据机械设计手册第四卷P17_257活塞行程系列表第三系列,初步选定动臂

34、缸的工作行程S1=1050mm。斗杆液压缸应使斗杆有一定的摆角范围,一般取100130,在最短时满足最大卸料高度要求,在最长时不与动臂发生干涉,通过SolidWorks建模分析,得到L2min1900mm, L2max3139mm,结合液压缸行程的标准系列值,初步选定工作行程S2=1200mm的液压缸。铲斗液压缸应使得铲斗有一定的摆角范围,当铲斗液压缸全缩时,铲斗与斗杆的夹角应大于10,铲斗油缸全伸、铲斗满载回钻时,应使得土壤不会从斗中撒落,在铲斗整个转动过程中,铲斗缸与连杆之间避免发生死点,通过建模分析,得到铲斗缸的长度范围约为14002340mm ,因此初步选定S 3=950mm 的液压缸

35、。在实际设计过程中,铰点位置以及液压缸行程很难一次确定,要通过反复修改,最终确定各结构尺寸和液压缸行程。(2液压缸的选用及行程校核本次设计液压缸选用单杆式,并在工作时进行差动连接。此时液压缸有杆腔工作面积A 2是无杆腔工作面积A 1的一半。根据下式:12(f F P A A =- (4-2d = (4-3 可求出液压缸活塞杆直径71.9d mm =,因此缸筒直径101.7D =。 参照机械设计手册第四卷P43-176表43.6-34(工程液压缸的技术规格初步选取四个液压缸的缸径均为100mm ,活塞杆直径为70mm 。各液压缸的最短和最长尺寸如下表所示:表4-3 各液压缸的尺寸名称 全缩长度(

36、min 全伸长度(max 动臂缸 2500 3030斗杆缸 1900 3100铲斗缸 1400 2350由此可知,动臂缸全伸,斗杆缸全缩,铲斗竖直,此时卸料高度最大,通过CAD 建模如图4-2所示,得H 1max =5150mm 4256mm ,所以满足任务书要求。 图4-2最大卸料高度模型同样,为最大挖掘高度和最大挖掘深度状态,CAD建模得H2max=7340mm6178mm, H3max=6800mm5629mm,均满足任务书要求。4.2液压系统的确定本次设计采用的是双泵双回路系统,即相关执行元件分别构成两个独立的回路,其原理简图和系统特性如图4-3所示。这种系统的最大特点是:不管各个回路

37、的组合方式怎样,都能确保至少有两个动作可以同时进行,能够满足挖掘机的作业要求12。此外,该系统还具有动作准确,操作简便,功率利用合理等优点,是目前中小型液压挖掘普遍采用的一种液压系统。 图4-3双泵双回路系统的原理和系统特性4.2.1液压元件的选用一个完整的液压系统由动力元件、控制元件、执行元件、辅助元件和工作介质这五部分组成13。本次设计选用的液压元件如下:动力元件液压泵,由齿轮泵和柱塞泵组成。控制元件各种液压阀,用来控制和调节液压油的方向、流量和压力。本次设计中压力控制主要使用溢流阀,流量控制主要用节流阀和限速阀,方向控制主要用单向阀和换向阀。执行元件四组液压油缸。辅助元件将动力元件、控制

38、元件和执行元件三部分连接成一个系统,主要有油箱、管路、接头、冷却器、滤油器、蓄能器等。工作介质普通液压油,因工作压力较高,所以要求黏度较大。4.2.2液压系统基本回路设计a.限压回路限压回路用来限制液压系统中的压力,使它不超过限定值,主要是为了油路和各液压元件。本次设计采用的是在各个液压油缸的进油和回油路上成对的并联溢流阀的方法来限制液压油缸工作时所受的最大压力,若超过限定值,此时溢流阀将打开进行压力卸载,这样就能保护液压油缸和管路免受损坏。b.卸荷回路卸荷回路是指液压挖掘机各个机构在不工作时,液压泵尽量以最低消耗功率进行空转,而不是溢油回油14。在设计时常常采用液压泵以最低压力进行空转的卸荷

39、方式。按照回路的组合形式,有换向阀中位卸荷和穿越换向阀卸荷两种方式。如下图所示: a换向阀中位卸荷回路;b 穿越换向阀卸荷回路在本次设计中卸荷回路选用换向阀中位卸荷回路,采用三位四通换向阀,当换向阀中位时,进油口和回油口接通,工作油经过各阀后,以最低压力返回油箱。c.节流调速和节流限速回路节流调速就是利用节流阀的可变通流截面来改变流量,进行调速。按照节流阀的安装位置,可分为进油节流调速和回油节流调速两种15。限速是为了保证挖掘机作业安全。本次设计中选用回油节流调速方式,将单向节流阀安装在各个液压缸的回油路上。这样可以将节流后发热的油液直接送回油箱,不会影响执行元件的渗漏,而且回油时有阻尼,回油

40、速度可以比较稳定。4.2.3液压系统原理图本次设计的液压系统原理图见附图YYWJJ01。5工作装置的强度校核液压挖掘机主工作装置在作业时其各结构件的受力情况会随着其位置的变化而不同,所以在这里仅计算在最不利工况情况下工作装置的受力,进而对主要零部件进行强度校核。5.1挖掘力的计算液压挖掘机反铲装置工作时既可用铲斗液压缸挖掘(简称转斗挖掘,也可用斗杆液压缸挖掘(简称斗杆挖掘,或作复合动作挖掘。一般认为当挖掘机的斗容量小于0.5m 3或在土质松软地作业时以转斗挖掘为主,反之则以斗杆挖掘为主16。本次设计的挖掘机斗容为0.92m 3且要求挖掘土壤,所以本设计中以斗杆挖掘为主。在不同的位置挖掘阻力也不

41、同,这里仅选阻力最大的位置。根据【2】P71可知斗杆挖掘阻力可用下式表示:00=0.0174sKq W K 阻 (5-1 式中 K 挖掘比阻力,K=2030N/cm 2;q 铲斗容量;0斗杆挖掘时的切削半径,由CAD 建模可知0=4.05m ;0斗杆在挖掘过程中的总转角,一般0=50 80 ,取0=75 ;K s 土壤松散系数,1.261.37,取K s =1.37。当K 取最大值时得最大挖掘阻力,计算得:max W 阻=38KN 。5.2工况的选择液压挖掘机的工作装置由动臂、斗杆、铲斗、连杆、摇杆和各种液压缸组成。在对这些零部件进行强度校核前,首先应该确定工作装置的最不利工况,即在这工况下对

42、某一零部件出现最大的应力,将这个工况作为校核该零部件的依据17。由于本次设计的挖掘机以斗杆挖掘为主,即斗杆挖掘力大于铲斗挖掘力,所以应选取斗杆液压缸挖掘作为计算工况。参考文献【2】,本次设计采用以下位置(图5-1进行计算:(1动臂位于动臂液压缸对铰点A 有最大力臂处;(2斗杆位于斗杆液压缸作用力臂最大处;(3铲斗位于能够产生最大挖掘力的位置;该工况下工作装置位置如图5-1所示。图中各参数如下(未注单位为mm : 02820S =,1590S =,2600S =,35190S =,4610S =,51150S =,6560S =,7670S =,9680S =,12950L =,25470L =

43、,35570L =,41630L =,53130L =,6950L =,7630L =,114.7G KN =,27.84G KN =,37.84G KN = 图5-1 最不利工况尺寸图5.3力的计算在此工况下挖掘机工作装置上的作用力仅有工作装置各部分的自身重量(动臂重G 1、斗杆重G 2、铲斗重G 3和作用于铲斗齿上的挖掘阻力。各液压油缸的工作状态为:斗杆液压缸液压缸以主动力F 2工作,铲斗液压缸承受被动作用力F 3,动臂液压缸承受闭锁力F l 。各液压缸所能产生的最大力按下式计算:24F A P D p = (5-2式中 D 液压缸的缸径mm ,p 液压油作用力MP 。已知各液压缸的缸径均

44、为100mm ,系统压力p=25MP ,因此各液压缸所能产生的最大力为:212310025196.254F F F KN =将铲斗作为独立体,按对铰点H 的力矩平衡方程0H M =,求出铲斗液压缸的挖掘力1W F 。241313471(W S S F G S F L S =+ 1600610(7.84590196.251630640=+ 71.69KN =将整个工作机构作为整体体,按对动臂底部铰点A 的力矩平衡方程0A M = 求出铲斗液压缸的另一个挖掘力2W F 。 2191122331031(W W F F S G L G L G L F S S =+- 1(196.2568014.729

45、507.8454707.84557071.6928205190=+- 11.79=将斗杆作为独立体,按对铰点F 的力矩平衡方程=0F M 求出斗杆油缸在被动状态下的作用力: 21527352661(W W F F L F L G S G S L =- 1(71.69313011.796307.8411507.84560950=+- 230KN =而斗杆液压缸的闭锁力2196.25F KN =,由22F F ,说明F W2的值不能够实现。计算时取22196.25F F KN =代入=0F M 计算得到29.53W F KN =。再将铲斗取出作为独立体,视连杆QM 为二力杆,其对铰点M 作用力的方

46、向沿QM方向,按对铰点H 的力矩平衡方程0H M =,可求出铰点M 处受力F M 。143141(M W F F L G S S =- 1(71.6916307.84590610=- 184KN =由铲斗在水平X 方向和竖直Y 方向上的合力分别平衡0HX F =和0HY F =,可求出铲斗在铰点H 处受到的水平力和竖直力。12cos 22sin 22sin 35HX W W M F F F F =+71.69cos 229.53sin 22184sin35=+175.1KN =121cos35cos 22sin 22HY M W W F G F F F =+-+14.7184cos359.52

47、cos 2271.69sin 22=+-+ 183.3KN =根据铰点Q 处的力平衡,可求得摇杆QG 对铰点Q 的水平力QX F 和QY F 。 0QX F = 3sin16sin 35QX M F F F =-196.25sin16184sin35=-51.4KN =-0QY F = 3cos16cos35QY M F F F =-196.25cos16184cos35=-37.8KN =将斗杆作为独立体,根据斗杆的力平衡方程可以求得在铰点F 处斗杆受到的水平力FX F 和竖直力FY F 。0FX F = 32sin16cos33FX HX QX F F F F F =-+175.151.4

48、196.25sin16196.25cos33=-+337KN =0FX F = 32cos16sin 33FY HY QY F F F F F =-+183.337.8196.25cos16196.25sin33=-+63.7KN =将整个工作装置作为整体,按对铰点A 的力矩平衡方程可求出动臂缸的作用力CB F ,再按力的平衡方程可求出动臂在铰点A 处受到的水平力AX F 和竖直力AY F 。 0A M =231011223391(CB W W F F S F S G L G L G L S =+- 1(9.52519071.69282014.729507.8454707.845570680=

49、+- 178.9KN =0CX F = 12cos 22sin 22cos 25CX W W CB F F F F =-71.69cos 229.52sin 22178.9cos 25=-99.24KN =-0CYF=12sin 35sin 22cos 22CY CB W W F F F F =-178.9sin3571.69sin 229.52cos 22=- 66.9KN =到此,各铰点的受力均已求出。5.4斗杆、动臂的强度校核5.4.1 斗杆的强度校核斗杆为变截面箱形结构,用钢板焊接而成,有时为了增强刚度还在内部加隔板。根据机械设计手册第一卷第三章,斗杆的材料选用Q345(即原先的16M

50、n ,其屈服极限345s MPa =。其特点是综合机械性能好,尤其是低温韧性、冷冲压性能、焊接性能及切削性能方面18。应用广泛,价格便宜。用于矿山、运输、化工等各种机械特别是需要承受冲击和动载的焊接结构。斗杆形状复杂各个截面内力的合成情况也较复杂,而且斗杆断面的变化也较大,因此合成应力最大的危险断面很难准确确定。一般要选取几个断面进行强度校核,如图5-2,5-3所示。 图5-2 斗杆危险截面 图5-3 危险截面示意图(单位:cm a .截面1的强度校核在该截面上的力有轴力125.1N K N=、剪切力83.3Q K N =、弯矩46.310x M N m=,43.210y M Nm = 截面面

51、积 2438A cm =截面对参数轴的静矩 33732y S cm =,33828x S cm = 截面型心 8.52y C S Y cm A=,8.74xC S X cm A= 截面的惯性矩 2431794.6y C I A Y cm =,2433455.67x CI A X cm = 截面上的应力 7max 6.3102241.433455.67x x x M X MPa I = 7max3.2102020.131794.6y y yM Y MPa I =34125.11028.643810N N M P a A -= 783.31019438Q MPa A =95.9MPa =。 b .

52、截面2的强度校核在该截面上的力有轴力126.1N K N=、剪切力Q=150.3KN 、弯矩47.110x M N m=,44.310y M Nm = 截面面积 2500A cm =截面对参数轴的静矩 324773y S cm =,312375x S cm = 截面型心 49.5y C S Y cm A=,24.7xC S X cm A= 截面的惯性矩 240.012y C I A Y m =,240.003x CI A X m = 截面上的应力 4max 7.1100.22520.003x x x M X MPa I = 4m a x 4.3100.5519.70.012y y y M Y

53、MPa I = 34126.11025.250010N N M P a A -= 7150.31030500Q MPa A =109.9MPa =。 c .截面3的强度校核在该截面上的力有轴力337N KN =、剪切力63.7Q K N =、弯矩46.510x M N m=,45.210y M Nm = 截面面积 2567A cm =截面对参数轴的静矩 326238y S cm =,316718x S cm = 截面型心 46.3y C S Y cm A=,29.5xC S X cm A= 截面的惯性矩 240.012y C I A Y m =,240.005x CI A X m = 截面上的

54、应力 4max 6.5100.2228.60.005x x x M X MPa I = 4m a x 5.2100.6327.30.012y y y M Y MPa I =343371059.456710N N M P a A -= 763.71030567Q MPa A =116.7MPa =。 上述计算均按静载进行分析,而实际工作中,斗杆要承受比较大的冲击和振动载荷,并且变化不定。所以在计算时一般采用降低许用应力的办法来考虑冲击和动载的影响,即在强度校核时采用提高安全系数的办法来解决19。因此许用应力为:sn=(5-3式中 s 钢材的屈服极限, n 安全系数,n =22.5。根据【2】P269表7-1(工作装置结构件的安全系数这里取n 最大时,即n =2.5,所以3451382.5MPa =。经校核计算三个危险截面的应力均小于最小许用应力。 所以,斗杆的强度满足要求。 5.4.2 动臂的强度校核动臂材料仍采用Q345钢板,厚度为15mm 。通过分析可知,在铰点C 处动臂受的弯矩最大,而且此处有弯角,容易产生应力集中,所以该截面为危险截面。具体参数如图5-4所示。 图5-4