毕业论文-小型液压挖掘机设计(工作装置设计)

小型液压挖掘机设计（工作装置设计）第一章绪论1.1设计的背景和意义我国是一个发展中国家，在其辽阔的土地上正在进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而液压挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。它正以其适应性强、作业效率高等优越性越来越受到施工单位的重视。因此，在我国存在着一个巨大的液压挖掘机的现实市场和更为巨大的潜在市场。近年来，我国液压挖掘机的产量在不断增加，1994年全国液压挖掘机产量为2010台，1995年为2366台，1996年产量达到3104台，1997年为3341台，1998年产量达到4021台，而1999年全国液压挖掘机产量近6000台，比1998年增长近40％。从1994年到1999年近5年时间，全国液压挖掘机产量翻了两番。另一方面，现在广大用户，各级施工单位对液压挖掘机在施工作业中的重要性或不可缺少性认识越来越清晰，用液压挖掘机在众多场合替代装载机、推土机进行施工作业的合理性也越来越明显。因此，可以肯定液压挖掘机的发展空间很大。随着国家经济建设的不断发展，液压挖掘机的需求量将逐年大幅度增长。可以预料，今后几年我国液压挖掘机行业将会有一个很大的发展，液压挖掘机的年产量将会以高于20％的速度增长。国内市场，主要由以下诸多领域组成：首先是交通运输工业领域，其次是能源工业领域，第三个领域是原材料工业领域。科学在发展，社会在进步，对挖掘机的各方面的性能的要求也在不断的提高。国内外各个生产厂家都在积极采用新技术、新工艺、新结构来提高其性能。例如德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作；美国林肯贝尔特公司新C系列LS-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。还安装了CAPS（计算机辅助功率系统），提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能。液压挖掘机主要由发动机、液压系统、工作装置、行走装置和电气控制等部分组成。工作装置是直接完成挖掘任务的装置，它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接而成。动臂起落、斗杆伸缩和铲斗转动都用往复式双作用液压缸控制。工作装置是液压挖掘机的重要组成部分，直接影响着挖掘机械的工作状态，本毕业设计将围绕液压挖掘机的工作装置来进行，以推动国内挖掘机行业的迅速发展。1.2挖掘机的行业现状自20世纪90年代以来，中国经济快速发展，中国工程机械行业也步入了快速发展期。近几年来，小型工程机械作为后起之秀，在施工中，开始部分取代中大型机械的位置，受到用户的普遍欢迎。目前，我国小型挖掘机市场正处在高速发展阶段。随着我国城镇化进程向深度和广度的发展，道路和市政设施的修缮维护及城市小型工程项目的增多，其工程业务量占社会施工总量的比重越来越大。据测算，一台10吨位小型挖掘机的作业效率可以替代30～50个劳动力，极大地降低了施工成本和管理成本，使得多功能小型挖掘机的需求量不断上升。2002第1页

共66页年行业销售量只有1400多台，到2006年达到了1.7万余台，到2007年就已经达到了2万余台，增长了十几倍，2008年刚刚过去几个月，就已经呈现出了长足增长的态势。许多国外企业在中国加大投资，进军小挖产业正是他们看好中国工程机械市场的具体表现。从市场份额来讲，国内小型挖掘机主要还是以斗山、现代、小松、日立等日韩品牌为主，约占行业销量的一半以上。本土小型挖掘机经过山河智能、玉柴等供应商多年的努力，正在逐步扩大市场占有率，目前中国本土小挖企业市场份额每年都在大幅攀升。近几年，小型挖掘机市场持续强力增长，特别是在出口方面，小型挖掘机对我国工程机械行业出口市场起到了一定引领作用。我国本土小型挖掘机质优价廉，性价比方面具有比较高的优势，受到海外市场的普遍青睐。2007年我国小型挖掘机市场销量首次突破2万台大关，其中近20％左右小挖销量是出口海外市场的，其中国内某些小挖制造商的出口比例达到40％以上，甚至某些企业生产的小型挖掘机全部用来出口，满足海外市场的需求。目前出口正成为拉动国内小型挖掘机行业业绩增长的一个主要动力，前景十分看好。1.3挖掘机的技术发展趋势从20世纪后期开始，挖掘机的生产向多功能化、专用化和自动化的方向发展。1）开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建设的需要，国外发展了斗容量在0.25m³以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在0.01m³。另外，数量最多的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置——除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以满足各种施工的需要。与此同时，发展专门用途的特种挖掘机，如低比压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。2）迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。3）重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。例如，德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作；美国林肯贝尔特公司新C系列LS-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。还安装了CAPS（计算机辅助功率系统），提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能；日本住友公司生产的FJ系列五种新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助功率控制系统，利用精控模式选择系统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并处长了零部件的使用寿命；德国奥加凯（O&K）公司生产的挖掘机的油泵调节系统具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神钢公司在新型的904、905、907、909型液压挖掘机上采用智能第2页

共66页型控制系统，即使无经验的驾驶员也能进行复杂的作业操作；德国利勃海尔公司开发了ECO（电子控制作业）的操纵装置，可根据作业要求调节挖掘机的作业性能，取得了高效率、低油耗的效果；美国卡特匹勒公司在新型B系统挖掘机上采用最新的3114T型柴油机以及扭矩载荷传感压力系统、功率方式选择器等，进一步提高了挖掘机的作业效率和稳定性。韩国大宇公司在DH280型挖掘机上采用了EPOS---电子功率优化系统，根据发动机负荷的变化，自动调节液压泵所吸收的功率，使发动机转速始终保持在额定转速附近，即发动机始终以全功率运转，这样既充分利用了发动机的功率、提高挖掘机的作业效率，又防止了发动机因过载而熄火。4）更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、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、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立了预测产品失效和更新的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下，借助于大量试验，缩短了新产品的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液压挖掘机的运转率达到85%-95%，使用寿命超过1万小时。5）加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。6）进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流量变化，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率。当外阻力增大时则减少流量（降低速度），使挖掘力成倍增长率加；采用三回路液压系统。产生三个互不影响的独立工作运动。实现与回转达机械的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。7）迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年代，为了节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作轻便和安全作业，降低挖掘机口音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电一体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。20世纪80年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。1.4存在问题我国小挖发展态势良好，但依然存在很多问题。一、国内企业技术水平、质量、可靠性参差不齐，仅有少数企业质量技术水平与国际先进水平接近，这主要是国内大部分企业的体系建设相对落后所致。国内第3页

共66页众多的小型挖掘机制造企业普遍存在机制、资金、人才、管理等综合实力不足的现象，难以形成核心竞争力和规模化发展。目前小型挖掘机零部件国产化率达到70％，占采购成本的50％。各大挖掘机制造商背后都有世界知名的零部件商作技术支撑，零部件技术的进步带动整机性能和可靠性的提高。小型挖掘机的液压系统中泵、阀、马达等关键技术、工艺和知识产权基本掌握在日本、德国等少数国家的厂商手中，采购成本约占据了整机成本的40％。与挖掘机相配套的小型发动机技术也掌握在日本、美国、德国等发达国家手中。随着国内小挖市场的持续升温，国产小挖关键配套件缺失的矛盾进一步升级。制约我国工程机械品质提升的一个重要因素，就是基础配套件的落后以及上游供应链的薄弱。迫于竞争的加剧，挖掘机制造企业对配套件质量的要求越来越高，国产小挖企业几乎都选择进口的关键零部件。从国外进口零部件，不仅供货期不能保证，导致企业无法进一步提高产量。同时，从国外采购的全套液压系统，占到了整机成本的30％，而且价格没有商量的余地。加上售前、售后服务不到位等因素，大大制约了国产小挖的快速发展。二、进口二手挖掘机对国内小型挖掘机行业的影响也很大。目前国内存在大量进口的二手设备，以挖掘机数量最为巨大，其中包括了相当比例的小型挖掘机，对国内本行业的发展产生了相当大的冲击。第4页

共66页第二章

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装有一只铲斗并采用液压传动进行挖掘作业的机械。它是目前挖掘机械中重要的机种之一。单斗液压挖掘机的作业过程是以铲斗(一般装有斗齿)的切削刃切削土壤并将土装入斗内，斗满后提升。回转至卸上位置进行卸土，卸空后铲斗再转回并下降到地面进行下一次挖掘。当挖掘机挖完一段土后，机械移动一段距离，以便继续作业。因此单斗液压挖掘机是一种周期作业的自行式土方机械。2.2液压挖掘机的基本组成分析与工作原理单斗液压挖掘机为实现周期性作业的要求，设有下列基本组成部分:工作装置、回转装置、动力装置、传动操纵机构、行走装置和辅助设备等。常用的全回转式(转角>3600)挖掘机，其动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室等都在转台上，称上部转台。因而这种挖掘机也可概括为由工作装置、上部转台和行走装置三大部分组成，而挖掘机的基本性能决定于各部分的构造、性能及其综合的效果。图2-1为液压挖掘机基本组成及传动示意图，如图所示，柴油机驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给各液压执行元件(液压缸或液压马达)驱动相应的机构进行工作。液压挖掘机的工作装置采用连杆机构原理，各部分的运动通过液压缸的伸缩来实现。反铲工作装置由铲斗1、斗杆2、动臂3、连杆4及相应的三组液压缸5.6.7组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动;而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩;动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，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。上述过程仅为一般的理想过程。总之，液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走(移位)，使挖掘空间可沿水平方向得到间歇地扩大，从而满足挖掘作业的要求。第5页

共66页0）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Ⅰ-挖掘装置Ⅱ-回转装置Ⅲ-行走装置2.3反铲工作装置结构设计方案工作装置是液压挖掘机的主要组成部分之一。反铲装置是中小型液压挖掘机的主要工作装置，也是建筑型挖掘机的主要工作装置。2.3.1结构形式及结构特点(1)动臂及斗杆的结构形式由于整体式弯动臂结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，并且有利于得到较大的挖掘深度，故该反铲液压挖掘机采用整体式弯动臂。同时采用整体式可调节斗杆以增大作业适应性。(2)动臂及斗杆油缸的布置动臂油缸装于动臂的前下方，下支承点设在转台回转中心之前，并稍高于转台平面。两动臂油缸活塞杆分别铰接动臂两侧，在结构上有加筋保证强度。而斗杆油缸铰接于动臂上端，活塞杆铰接于斗杆大端。(3)铲斗与铲斗油缸的连接方式铲斗油缸通过摇杆和连杆与铲斗相连，它们与斗杆一起组成六连杆机构，因此较四连杆连接方式在相同的油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。(4)铲斗的结构特点由于铲斗的作业对象繁多，作业条件也不同，铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大。采用切削前缘齐平，带侧齿，侧壁微凸形铲斗以增大对岩石的作业效果。2.3.2结构设计方案的选择第6页

共66页装置设计）反铲方案选择的主要依据是设计任务书规定的使用要求，据以决定工作装置是通用或是专用的。以反铲为主的通用装置应保证反铲使用要求，并照顾到其他装置的性能。专用装置应根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时，照顾其他条件的性能。反铲装置总体方案的选择包括以下方面：(1)动臂及动臂油缸的布置确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状。确定动臂油缸的布置为悬挂式或是下置式。本设计采用整体式动臂，动臂弯角a1150(其推荐范围：150°～170°)，动臂油缸采取下置式布置。(2)斗杆及斗杆油缸的布置确定用整体式或组合式斗杆，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。本设计采用整体式斗杆，不采用变铰点调节。(3)确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数k1l1

l2

。对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。一般当k1>2时称为长动臂短斗杆方案，当k1<1.5时属于短动臂长斗杆方案。k1在1.5-2之间称为中间比例方案。本设计特性参数k1l1

l2

=1.46，从作业范围来看，在挖高、挖深、挖掘半径均相同的条件下，k1越大，工作范围越窄。从挖掘方式来看，k1大宜用于斗杆挖掘为主，因其刚度易保证。而k1值小宜用于铲斗挖掘为主等。(4)确定配套铲斗的种类，斗容量及其主要参数。根据设计要求本设计选定其斗容量为0.2m3。2.4本章小结本章首先介绍了液压挖掘机的整体组成及工作原理，重点分析了反铲工作装置结构组成和工作特点，然后分别对各机构进行结构方案的选择，以便借助于电子计算机及相关资料进行方案比较和参数选择。第7页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）第三章

工作装置的主要参数选择及验算3.1工作装置的设计原则与参数说明反铲装置的合理设计问题至今尚未理想的解决。以往多按经验，采取统计和作图试凑的方法，现在尽可能采用数解分析方法，并利用电子计算机辅助设计。3.1.1工作装置的设计原则设计合理的工作装置应满足下列要求：(1)主要工作尺寸及作业范围能满足使用要求。在设计通用反铲装置时要考虑与同类型，同等级及其相比的先进性，考虑国家标准的规定，并注意到运动参数受结构碰撞限制等的可能性。(2)整机挖掘力的大小及其分布情况应满足使用要求，并具一定的先进性。(3)功率利用情况尽可能好，理论工作循环时间尽可能短。(4)确定铰点布置，结构型式和截面尺寸形状时尽可能使受力状态有利。在保证强度，刚度和连接刚性的条件下尽量减轻结构自重。(5)作业条件复杂，使用情况多变时应考虑工作装置的通用性。采用变铰点构件或配套构件时要注意分清主次。在满足使用要求的前提下力求替换构件种类少，结构简单，换装方便。(6)运输或停放时工作装置应有合理的的姿态，使运输尺寸小，行驶稳定性好。保证安全可靠，并尽可能使油缸卸载或减载。(7)工作装置油缸设计应考虑三化，采用系列参数，尽可能减少油缸零件种类，尤其是易损件的种类。(8)工作装置的结构型式和布置要便于装拆和维修，尤其应便于易损坏的更换。(9)采用合理措施来满足特殊使用要求。3.1.2机构自身的几何参数机构的自身几何参数有三类：第一类是决定机构运动特性的必要参数，称原始参数，这里主要选择长度参数作为原始参数；第二类是由第一类参数推算出来的参数，称推倒参数，多为运算中需要的角度参数；第三类是作方案分析比较所需要的其他特性参数。反铲机构自身几何参数的计算简图及相关符号见图3-1所示。表3-1

反铲机构自身几何参数第8页

共66页参数分参数分类机构参数组成参数分类铲斗斗杆动臂机体参数分类符号意义小型液压挖掘机设计（工作装置设计）原始参数

L3=QV，l12=MHl13=MN，l14=HNl24=QK，l25=KVl29=KH

L2=FQ，l10=FG，L1=CF，l6=CDl11=EG,l15=GN，l7=CB，l8=DFl16=FNl22=BF.

l4=CP，l5=CAα9=∠NMH，

α4=∠EFG，

α2=∠BCF

α11=∠CAP推

α10=∠KQV

α5=∠GNF

α3=∠DFC

α12=∠ACP导参数

α6=∠GFNα7=∠NQFα8=∠NFQ特

K2=l24/l3，L3

K5=l2/l9，L2

L1

α11性参数

α1=∠CFUσ=L7/L5K1=L1/L2备注

L2为斗杆长

L1为动臂长α1为动臂转角

下置式图3-1反铲工作装置机构自身几何参数计算简图3.2斗型参数的选择第9页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）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2ϕ（令2ϕ=ϕmax）是铲斗的四个主要参数。R,B及2ϕ三者与q之间有以下几何关系（3—1）式中

q—标准斗容量即堆尖斗容,q0.2m3;B—平均斗宽，查表2—6，选取B=750mm；R—转斗挖掘半径；—土壤松散系数，取1.25；—挖掘装满角，全面考虑有关因素，可以取2ϕ=90o～100o，取2ϕ=96o。将以上各值代入式(3—1)，计算得R790mm≈800mm。铲斗上两个铰点K和Q的间距

太大将影响铲斗机构的传动特性，太小则影响铲斗结构刚度，一般取特性参数k2

l24l3

KQQV

0.3~0.38

。取.则KQ0.375QV

0.375800300mm一般地，取a10∠KQV95~115，取a1010003.3动臂机构参数选择确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数K1l1

l2

。对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆的长度比可以在很大的范围内选择。由样机，初选K11.46。据统计，最大挖掘半径R1值一般与l1l2l3的和值很接近。因此由要求的R1，已定的l3和K1可按下列近似经验公式初选l1和l2：l2

R1−l31K1

(3—2)l1K1l2第10页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）由原始参数给定最大挖掘半径为R15500mm，l3R800mm代入公式（3—2）得l2=1810mm，l1=2610mm。动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比

按不同情况选取，以反铲为主的通用挖掘机要适当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可取K4=0.8~1.1。初选K4=0.9。a11的取值对参数特性K4，最大挖掘深度H1max有影响。加大a11会使K4减小或使H1max增大，这正符合反铲作业要求。因此基本用作反铲的小型机取a11＞60°，有的甚至取a11＞80°。初选a11=80°。根据液压系统工作压力，流量，系统回路，供油方式，工厂制造条件和三化的要求等确定液压缸的伸缩比λ。增大液压缸伸缩比1可以增大动臂的转角ϕmax，但由于受油缸稳定性的限制，1一般取1.6~1.7。初选动臂液压缸的伸缩比1=1.67。由机体尺寸和工作尺寸经验系数表及线尺寸参数公式：（3—3）由公式（3—3）可得l5=AC=560mm

如图3—1。第11页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图3—1AC计算简图动臂及动臂液压缸铰点的几何关系可按图3—2用公式表达：由样机，初选无因次比例系数ρ=0.5，则由

l5l1min

可得L1min=1120mm,动臂在上极限位置时由△CAB1得(3—4）（3—5）图3—2

动臂和动臂液压缸铰点位置的几何关系动臂在下极限位置时由△CAB得（3—6）（3—7）又由△CAB1得

l5sin

L1maxsina

∴sin

l5L1max

sin由△CAB得

l5sin

L1maxsin

∴sin

l5L1max

sin第12页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）于是动臂在上，下极限位置时液压缸作用力臂相应为力臂比K4

eze0

L1max1−p2L1max1−M2

11−p21−M2

0.9

（3—8）取无因次比例系数

l5L1min

，

l7L1min

，把它们代入式（3—5）和式（3—7），得出p

22−122

M

22−22

（3—9）将式（3—9）代入式（3—8）得

1.4由式（3—9）,（3—6）,（3—7）得

l71568mm从△CAB和△CAB1中可以看到,,之间的关系：1.91.67；−0.91。符合要求大于，此时l7l5。悬挂式动臂连接方案即属于此类。由式（3—4）和（3—6）得显然，动臂的摆角为-84斗杆液压缸全缩时∠CFQa32−a8最大，常选（a32−a8)max160~180。初选（a32−a8)max170。第13页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）当悬挂式动臂液压缸全缩，斗杆液压缸全缩，QV连线处于垂直状态时可以得到最大卸载高度状态，如图3—3。由图知最大卸载高度的表达式为：H3maxYcsin(a11−1min−a2)l2sin(a32max−1min−a8a11−a2−180)−l3(3-10)初选a1130，则图3—3最大卸载高度计算简图由正弦定理得，

l1sina1

l22sina2

，因此a223,a39180−a1−a2−27将以上所得代入式（3—10）可得Yc780mm当悬挂式动臂液压缸全伸，FQV三点同直线并处于垂直状态时可以得到最大挖掘深度状态，如图3—4。由图知最大挖掘深度的表达式为：第14页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图3—4最大挖掘深度计算简图3.4

斗杆机构参数选择确定斗杆液压缸的铰点位置，行程及力臂比时应考虑以下因素：1.保证斗杆液压缸产生足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在全行程中产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力；液压缸全伸时的作用力矩应足以支承满载斗和斗杆静止不动；液压缸作用力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘阻力。2.保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘为主的中小型反铲，选择斗杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力，要求在主要挖掘区内转斗液压缸的挖掘力能得到充分的发挥。3.保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围大致在105°~125°之间。在满足工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能取的小些。一般说斗杆愈长，其摆角范围第15页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时伸出最长时，铲斗前臂与动臂之间的距离应大于10cm。斗杆上∠EFQ的大小取决于结构因素，并考虑到工作范围一般在130~170之间。本设计取∠EFQ140。参考国内同类机型机器斗杆挖掘力值

，按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂

。初选斗杆液压缸缸筒内径为140mm，杆径为80mm，伸缩比21.67。可查得，液压缸的推力为215.46KN，拉力为145.04KN。e2maxl9则e2maxl9

PGmax(l2l3)P240(1810800)215.46

484.5mm

（3—11）斗杆的摆角在105～125之间，取ϕ2max110斗杆液压缸初始力臂e20与最大力臂e2max之比是斗杆摆角ϕ2max的余弦函数。设e20e2Z，则可见l9已定时ϕ2max愈大，e20和e2Z就愈小。如图3—5所示，平均挖掘力也就越小。第16页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图3—5由图3—5，取e20e2Z，求得

斗杆机构参数计算简图l2min

ϕ2max22−1

1185mml2max1978.5mml8l22minl92−2l2minl9cos

ϕ2max2

(3—12)将所得结果代入式(3—12)得挖掘机在最大卸载高度处，斗杆液压缸全缩,此时3.5

铲斗机构参数选择作机构参数选择时，已知待选的参数还有7个（见图3—6）即。第17页

共66页2l9sin2l9sin小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图3—6

铲斗机构参数选择如前所述，铲斗在挖掘过程中的转角大致为90°~100°，为了要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°~180°，本设计初选ϕ3max160。如图3—7所示，设l3l3min时斗齿尖为V0，则V0肯能在FQ延长线上，或者在其上侧的0°~30°处，本设计初选V0在其上侧15°处，此时⊥V0QV1为仰角。图3—7铲斗机构参数选择要求铲斗液压缸伸缩比应当在允许的范围内，对铲斗机构可取31.45~1.65。本设计初选31.46。由图得，MM1S517mm，即转斗液压缸的行程。则第18页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）则可测的∠GFQ60,GF567mm。由结构确定G点位置，必须保证铲斗六连杆机构在l3全行程中任一瞬时都不会被破坏，即保证∆GFQ,∆GNM在任何瞬时都成立。l3全行程中机构都不应出现死点，且传动角应在允许的范围内。在任何瞬间各构件之间都不应有干涉，碰撞现象。3.6本章小结前述机构参数的选择计算是初步的。所谓“设计要求”只考虑了工作尺寸和各油缸的作用力矩及其变化规律两方面。接着应考察各油缸作用力矩的均衡性，整机挖掘稳定性，整机与地面的附着性，满足结构和布置的可能性等，以综合比较各初选方案，从而确定最佳的机构参数。第19页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）第四章液压挖掘机反铲工作装置受力分析4.1引言本章主要讨论液压挖掘机反铲装置设计计算时工况及计算位置的选择，载荷的分析和计算图式等。工作装置主要由铲斗，斗杆，动臂以及连杆机构的各种工作由缸组成。对这些结构件的分析计算，首先应确定各结构的最不利工况，即在这工况下对某一结构件可能出现的最大应力，以这工况作为设计该结构的依据，也就是强度设计中计算位置的选择，计算图式和载荷的确定问题。由于影响挖掘机挖掘力的因素很多，如三个工作油缸的匹配，整机稳定问题等，并且同样的反铲装置还有较多的形式，因此对计算位置的选择，看法很不一致，更无统一的规定。随着电子计算机的普及应用，目前已有可能对挖掘机的所有工况及其挖掘过程中指定的千百个位置进行作用力分析和对各结构件进行较多的可能危险断面进行应力计算，再结合样机的应力测试，使工作装置的结构设计有可能得到比较可靠而又经济的结构尺寸和形状。4.2

动臂液压缸的作用力计算动臂液压缸应保证反铲作业过程中在任何位置上都能提起带有满载铲斗的工作装置达到最高和最远的位置。可选用三个计算位置：1.从最大挖掘深度处提起满载斗（图4—1a）2.最大挖掘半径时举起满载斗（图4—1b）3.最大卸载高度时提起满载斗（图4—1c）根据斗容量查参考资料确定工作装置各部分重量：表4-1反铲装置的构造近似质量表4.2.1.从最大挖掘深度处提起满载斗表4-2最大挖掘深度处各重量的近似力臂值表（mm）土

动臂

斗杆

铲斗

斗杆缸铲斗缸

连杆摇杆

动臂缸

力臂第20页

共66页斗容动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸0.20.2230.1790.0860.0550.0510.0170.055斗容动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸0.20.2230.1790.0860.0550.0510.0170.055小型液压挖掘机设计（工作装置设计）1703

1253

2163

1873

1613

2323

2093

743

429由

有：图4—1动臂液压缸的作用力计算简图第21页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）4.2.2.从最大挖掘半径处提起满载斗表4-3最大挖掘半径处各重量的近似力臂值表（mm）由Mc0

有：4.2.3.从最大卸载高度处提起满载斗表4-4最大卸载高度处各重量的近似力臂值表（mm）由Mc0

有：4.3液压缸的闭锁压力计算确定合理的液压缸闭锁能力是保证挖掘力得到充分发挥的条件之一。在挖掘范围内当工作装置处于不同位置时各液压缸所受到的被动作用力值也不同，要全面地确定各位置下的液压缸被动作用力，既很繁琐，又无必要。一般常选定几个反铲作业主要工况作为计算位置来计算各液压缸应有的闭锁力，使之在该工况下不发生液压缸被动回缩或伸长的现象，从而保证了工作液压缸作用力的发挥。根据参考资料初选动臂液压缸一支，缸径140mm，杆径80mm。则动臂液压缸大腔推力246.2KN，动臂液压缸小腔推力165.8KN，初选斗杆液压缸一支，缸径100mm，杆径50mm。则斗杆液压缸大腔推力125.6KN，斗杆液压缸小腔推力94.2KN，第22页

共66页土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂4050120030104340154038304540490542土土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂39537732393415394330434063193403小型液压挖掘机设计（工作装置设计）初选铲斗液压缸一支，缸径100mm，杆径50mm。则铲斗液压缸大腔推力125.6KN，铲斗液压缸小腔推力94.2KN，为确定各液压缸的闭锁压力，选用以下三个计算位置：1.动臂处于最低位置，斗杆呈垂直状态，转斗挖掘，其作用力臂为最大（图4—2）。因此铲斗液压缸产生的挖掘力为最大，挖掘阻力对动臂铰点C，斗杆铰点F所造成的力矩均接近最大值，而动臂液压缸的力臂值为最小。表4-5第一种工况时各作用力的近似力臂值表（mm）转斗液压缸挖掘力

可通过对Q点的力矩平衡方程求得：从可能出现的最不利的情况出发，假设存在法向阻力，其值取各力对F点取矩，可得到斗杆液压缸所受的被动作用力

＇第23页

共66页233269215127174148716771873233269215127174148716771873200012333927253429418小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图4—2

第一种工况液压缸闭锁压力计算简图其中，G2—斗杆，转斗液压缸及连杆机构总重＇使斗杆液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力125.6KN，而小于

＇=128KN，显然液压缸会回缩。为了防止液压缸回缩，限压阀的调定压力应高于液压缸工作压力，超出的百分比为：第24页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）同样对动臂在平台上的支撑点C取矩，求得动臂液压缸所受的被动作用力P1＇＇使动臂液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力246.2KN，而小于

＇=249.7KN，显然液压缸会回缩。为了防止液压缸回缩，限压阀的调定压力应高于液压缸工作压力，超出的百分比为：2.动臂处于最低位置，斗杆与动臂铰点F，斗与斗杆铰点Q，斗齿尖V三点共线，斗杆挖掘，其作用力臂最大（图4—3）。这种情况下斗杆液压缸产生最大挖掘力，挖掘阻力对动臂铰点C的力矩接近最大值，而动臂液压缸的力臂值为最小。表4-6第二种工况时各作用力的近似力臂值表（mm）同理，对F点取矩得仍取W20.2W2KN第25页

共66页248282300133448318262024482268248282300133448318262024482268123316764621429480小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图4—3

第二种工况液压缸闭锁压力计算简图对动臂在平台上的支撑点C取矩：P1＇使动臂液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力246.2KN，而大于P1＇=236.72KN，显然能锁住。第26页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）富余的百分比为：各力对Q点取矩，可得到铲斗液压缸所受的被动作用力P3＇：P3＇使铲斗液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力125.6KN，而大于P1＇=98KN，显然能锁住。富余的百分比为：3.动臂处于最低位置，挖掘深度最大，F、Q、V三点共线，铲斗挖掘，要求能克服平均挖掘阻力（图4—4）。在这种挖掘状态下，挖掘阻力对动臂铰点C必将造成最大的挖掘阻力矩。它会要求液压缸缸径加大，或闭锁力过分增高，这种过分要求被认为是不合理的。因此在这种位置挖掘时要求只克服平均挖掘阻力。首先计算最大挖掘阻力：W1maxC[R(1−cosϕmax)]l35BAZXD

（4—1）式中

C—土壤硬质系数。对于III级土宜取C90~150,取C=100。—铲斗与斗杆铰点到斗齿齿距离，单位为cm。取Rl380cm。ϕ2max—挖掘过程中铲斗总转角的一半，ϕmax48B—切削刃宽度影响系数，B12.6b，b为铲斗平均宽度，单位为m。。A—切削角变化影响系数，取A1.3。—斗的侧壁厚度影响系数，初选X1.15cm。Z—带有斗齿的系数，Z=0.75。第27页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）D—切削刃挤压土壤的力，根据斗容大小在D=10000~17000N的范围内选取，斗容小于0.25m3时，D应小于10000N。取D=8000N。铲斗平均挖掘阻力：取W1J30kN表4-7第三种工况时各作用力的近似力臂值表（mm）对动臂在平台上的支撑点C取矩：p1＇使动臂液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力246.2KN，而小于p1＇=281.4KN，显然液压缸会回缩。为了防止液压缸回缩，限压阀的调定压力应高于液压缸工作压力，超出的百分比为：

P1'−P1P1

281.4−246.2246.2

10014.3第28页

共66页248279299701402610206920001233200024827929970140261020692000123320003940429484小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图4—4

第三种工况液压缸闭锁压力计算简图同理，对F点取矩得：P2＇使斗杆液压缸受压缩（液压缸的大腔为高压腔）。假设此时限压阀调定压力等于液压缸的工作压力，则大腔的闭锁力等于其作用力125.6KN，而小于P2＇=150.9KN，显然液压缸会回缩。第29页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）为了防止液压缸回缩，限压阀的调定压力应高于液压缸工作压力，超出的百分比为：表4-8

液压缸闭锁力计算结果汇总表4.4本章小结从反铲挖掘机的工作原理分析可知，它是靠油缸力来进行挖掘工作的，而且为了克服铲斗上的阻力矩，各个工作油缸在各个位置上必须要提供最大的推力。其工作过程可分为挖掘过程和提升过程，其中挖掘工作是由铲斗油缸或斗杆油缸完成的，提升工作由动臂油缸完成。挖掘力是衡量挖掘机反铲装置性能的重要性能指标之一，挖掘力又可以分为工作油缸的理论挖掘力、整机理论挖掘力和整机实际挖掘力，本章主要计算的是动臂，斗杆及铲斗与各油缸之间的作用力。第30页

共66页液压缸种类液压缸参数液压缸闭锁压力（Mp）液压缸种类液压缸参数液压缸闭锁压力（Mp）液压缸种类只数缸径杆径行程大腔推力第Ⅰ工况第Ⅱ工况第Ⅲ工况液压缸种类只数mmKN闭锁压力超压闭锁压力超压闭锁压力超压动臂缸114080750%15.383.8%18.2814.3%斗杆缸110050794125.616.311.9%─＿19.2220.1%转斗缸110050517125.6──12.49-22%──小型液压挖掘机设计（工作装置设计）第五章液压挖掘机反铲工作装置强度分析5.1引言液压挖掘机反铲工作装置的主要构件一般由不同厚度的进口16Mn钢焊接而成，该钢材综合性能、焊接性及低温韧性、冷冲压及切削性均好很好，但缺口敏感性较碳钢差，价廉，广泛用于大型船舶、车辆、桥梁、锅炉、压力容器、起重及矿山设备、电站及承受动负荷等的焊接结构，材料的性能决定了挖掘机的工作尺寸，并影响挖掘机的工作性能和整体稳定性。但对于挖掘机这种复杂动作的机械来说，每一个姿态下的受力情况都相差很大，因而对不同姿态工作装置的建模存在很大差异。以下将不同的姿态位置对工作影响较大的受力及计算结果加以比较，来检验工作装置的强度。其相关材料性能如表5-1所示：表5-116Mn钢的有关材料属性表5.2有限元法分析简介挖掘机的有限元分析是伴随着有限元理论和有限元软件的广泛应用而迅速发展起来的，特别是自20世纪八十年代以来，随着国外几种商用有限元软件进入我国挖掘机有限元分析的研究已初具规模。在众多有限元软件中，比较可靠的有国外的Ansys,NASTRAN,MOCAL,ALGOR等，国内真正通用的还几乎没有，所能做到的只是一些用于某种单元或是某个机构的有限元分析。有限元的分析:自国外几家大型有限元软件在我国投放以来，有限元分析在很多领域得到应用。其中有很多是挖掘机的有限元分析。总的来说，这类分析主要集中在对某些部件的研究上。对整体机构进行有限元分析既可以提高我国设计能力和设计水平，反过来也可以利用有限元分析解决挖掘机在使用中出现的问题。总之，由于有限元单元法在我国应用比较晚，且主要集中在力学领域，因此对挖掘机的有限元分析还存在一定的局限性。可以预见，随着大型和超大型挖掘机的不断涌现，合理地设计各构件更加重要。本论文利用大型有限元软件Ansys对履带式单斗液压挖掘机的整个工作机构进行了有限元分析。5.3不同工况下姿态的选取原则5.3.1铲斗最高位置处的姿态第31页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图5-1铲斗最高位置铲斗最高位置出现在动臂油缸全伸，斗杆油缸和铲斗油缸全缩时，如图5-1所示。目的是为了检验卸载或空载过程中，工作装置发生抖动时对机构强度和频率的影响，通常利用激励法验证工作机构的固有频率也常选择此位置来测试。5.3.2最高卸载位置处的姿态图5-2最高卸载位置当工作装置处于最高卸载高度处，此时动臂与斗杆油缸全缩，铲斗处在垂直工作地面向下的位置，如图5-2所示。该位置挖掘机工作装置先满斗上升，到卸载位置处开始卸载，其目标是使装载车达到尽可能多的物料装载.其中涉及的运动包括，上升过程的加速与减速，卸载过程的抖动卸料及卸载完后的加速下降.因此，该位置可以用以检验受冲击时工作装置受到的影响，是求解与验证工作装置动强度和应力的良好位置，也是验证物体能否发生共振的一个重要位置。5.3.3停机面最大挖掘半径处的姿态图5-3停机面最大挖掘半径在挖掘机的设计规范中，最大挖掘半径是评价挖掘能力的主要标准之一，它决定着挖掘机的挖掘范围.因而，在设计时，技术人员必须考虑清楚该位置的受力情况。该位置出现在斗杆油缸全缩，铲斗齿尖、斗杆与铲斗铰接点及斗杆与斗杆油缸铰接点这三点处于同一直线上，且大臂油缸缩进使铲斗齿尖处于地面上，如图5-3所示。在该位置处，工作装置下落时，挖掘机将会产生很大的冲击力，在挖掘的过程中也将受到很大的土壤阻力。因此考虑此位置的受力与冲击将是力学分析和强度检验的一项重要内容。5.3.4最深挖掘位置处的姿态第32页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图5-4最深挖掘位置此位置出现在动臂油缸全缩，斗杆与斗杆油缸铰接点、斗杆与铲斗铰接点及铲斗齿尖在同一直线上且垂直于挖掘面，如图5-4所示。该位置处，铲斗中物料较多，土壤挖掘阻力较大，大臂、斗杆与铲斗的受力都很大，同时该位置也是用于计算斗杆与铲斗的危险情况的典型受力位置。因而，此位置也是整个力学分析中较为重要的一个姿态。5.3.5油缸全缩位置处的姿态图5-5油缸全缩位置油缸全缩位置出现在动臂油缸、斗杆油缸及铲斗油缸全缩时，如图5-5所示。该位置也是当前挖掘机设计规范中的一个重要指标，选择此位置，用于检验在不同挖掘角下，挖掘阻力对工作装置的影响。5.3.6动臂、斗杆最大受力位置处的姿态图5-6动臂、斗杆最大受力位置动臂、斗杆最大受力位置出现在动臂油缸全缩，斗杆与斗杆油缸铰接点、斗杆与铲斗铰接点及铲斗齿尖在同一直线上且垂直斗杆油缸，如图5-6所示。据计算，此位置对动臂与斗杆都产生最大的力矩，是动臂和斗杆出现危险截面处的工况。相同挖掘力作用时，对动臂、斗杆产生的作用力最大。对此位置进行强度及第33页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）模态分析有利于检验动臂与铲斗的最大变形与最大受力，从中得出动臂破坏的原因。5.4各姿态的强度分析5.4.1铲斗最高位置的强度分析(1)单元划分：工作装置铲斗最高位置，而且挖掘机按最大旋转速度和最大角加速度工作。这时建立的有限元模型中，其节点的总数为4944个，单元的总数为7388个。单元的类型有三角形，四边形等单元。(2)受力分布：对此位置受力分析时，考虑的力有：工作装置的重力和工作装置上升的惯性力。风载荷和各杆之间的摩擦力作用与上述两种力相比很小，可经忽略。(3)计算结构与分析：经分析得到的最大变形为12.1mm，如图5-7所示，最大应力为86.3MPa，如图5-8所示。与许用应力345MPa相比，此工况下工作装置的受力是安全的。图5-7最大变形云图

图5-8最大应力云图5.4.2最高卸载位置的强度分析(1)单元划分：在工作装置处于最高卸载位置时，建立有限元模型图，划分的节点总数为6438个，单元总数为9603个。(2)受力分析：对其施加力，这时的力主要是各构件的自重，物料的重量及满斗时卸载过程的冲击力和旋转时两者的惯性力，忽略风载，摩擦等。(3)计算结果与分析：(3-1)在重力的作用下，工作装置的最大变形出现在铲斗与连杆机构相铰接的地方，且最大变形量为42.3mm，此时的位移变形如图5-9所示。(3-2)在重力与旋转角速度的作用下，工作装置的最大变形出现在铲斗与连杆机构相铰接的地方，且最大变形量为49.1mm，此时的位移变形如图5-10所示。(3-3)在重力的作用下，工作装置的最大应力出现在动臂与动臂油缸的铰接处，此时的最大应力值为185.3Mpa，如图5-11所示，对于静力分析来说，工作装置的应力没有超出其极限应力与许用应力的范围。因而此情况下的设计是安全的。但是此时的最大应力出现在动臂与铲斗的铰接处，就说明这个位置的受力是最大的，当处于动载荷下有可能发生断裂或破坏，要注意次位置的结构及制造工艺。第34页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图5-9重力作用下的变形云图

图5-10重力与角速度作用下的变形云图图5-11重力与角速度作用下的应力云图5.4.3最大挖掘半径时的强度分析(1)单元划分：在最大挖掘半径处，建立了工作装置的有限元模型，其单元总数为7744个，节点总数为6452个。(2)受力分析：此处受到的静力有重力和最大挖掘力。忽略了风载荷与阻尼力的影响。(3)计算结果与分析：经分析可得，最大的变形为51.6mm，如图5-12所示，最大应力值为284.2MPa，如图5-13所示。如取动臂的所有节点看，得到的最大应力为193.4MPa，如图5-14所示。这主要由于在铰接的过程中，一些地方出现了局部应力集中现象。但是对于整体分析而言，可看到此作用力下，应力主要集中在20-2000MPa之间，说明此时的受力并未超出应力极限值，此时的设计是安全的。但从分析中也可以得出，在不同板厚连接处及不同部件都出现了较大的应力。因而要合理选择焊缝位置与焊缝工艺，同时也要注意不同部件连接处的处理。第35页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图5-12工作装置变形云图

图5-13工作装置应力云图图5-14动臂应力云图5.4.4最深挖掘位置的强度分析(1)单元划分：对最深挖掘位置处建立有限元模型，总共有两种单元：Shell63单元和Pipe16单元。其单元总数为7790个，节点总数为5281个。(2)受力分布：在静强度分析下，该位置所受到的力有重力和最大挖掘力。忽略了风载荷与摩擦力载荷。(3)计算结果与分析：此时在进行有限分析时得到其相应的最大变形为72.5mm，如图5-15所示，最大应力为268.6MPa，如图5-16所示。对于动臂，单独取其上面的节点，则此时的最大应力如图5-17所示为259MPa，且应力的分布多在20-120MPa之间，在铰接的地方和不同厚度的地方应力较大，但最大应力小于许用应力，结构是安全的。图5-15最大变形云图

图5-16最大应力云图图5-17局部应力云图5.4.5动臂最大受力位置的强度分析(1)单元划分：在动臂最大受力位置处，建立的有限元模型，其单元总数为7391个，节点总数为5020个；单元的类型有Shell63单元和Pipe16单元。(2)受力分布：所施加的力有结构自身的重力和最大的挖掘阻力。忽略了风载，摩擦阻力等。第36页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）(3)计算结果与分析：此时，进行的有限元静力分析，得到的最大变形为56.2mm，如图5-18所示，得到的最大应力为295.2MPa，如图5-19所示。对动臂各节点分析时得到的局部变形和受力云图如图5-20，5-21所示。结果动臂最大受力位置处是安全的。图5-18最大变形云图图5-20动臂应力云图

图5-19最大应力云图图5-21动臂变形云图5.4.6油缸全缩位置的强度分析(1)单元划分：在油缸全缩位置处建立有限元模型，此时划分的有限元网络中，节点总数为5562个，单元总数为7798个。(2)受力分布：此时静力分析时，考虑机构重力及最大挖掘力作用的影响，忽略风载荷与阻尼力作用。(3)计算结果与分析：对动臂最大受力位置进行静强度分析，可以得到最大的变形为34.1mm，如图5-22所示。最大的应力为206.9MPa，如图5-23所示。对于动臂的应力与变形，取动臂所有的节点与单元进行受力分析，则其相应的变形与受力如图5-24，5-25所示。从应力云图可以看出，动臂的应力主要集中在20-160MPa之间，在约束点与铰接点出现了比较大的应力，这一方面是由于不同单元连接时出现的，另一方面，也说明铰接处的应力较大。因此，在设计时应注意此位置处的应力处理，同时也要加强焊缝处工艺的处理。第37页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）图5-22最大变形云图图5-24动臂应力云图

图5-23最大应力云图图5-25动臂变形云图5.5本章小结如上面的六种姿态角下的静力学分析，从变形与应力云图来看，结构最大变形在铲斗的赤尖处，而应力多出现在油缸的铰接处。当单独取动臂进行分析时，可以看出，动臂的受力主要出现在上箱盖板的上部，且在两种不同单元的铰接处亦即在焊缝的地方出现比较大的应力，因此控制焊缝的位置和提高焊缝的工艺和质量都是减小应力的有效方法。同时可以看出，在静作用力下，各自位置的最大应力并没有超出表5-1所示材料的许可范围，因而在静作用力下，工作装置是安全的。第38页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）第六章设计总结此次毕业设计是我们大学毕业生走向未来的重要一步。从最初的选题，开题到计算、绘图直到完成设计。期间，查找资料，老师指导、与同学交流，反复修改图纸，每一个过程都是对自己的一次检验和充实。通过这次实践，我了解了小型液压挖掘机的工作装置，熟悉了工作装置的设计步骤，锻炼了机械设计的实践能力，培养了自己独立设计能力。此次毕业设计是对我们专业知识和专业基础知识的一次实际检验和巩固，同时也是走向工作岗位前的一次热身。毕业设计收获很多，比如学会了查找相关资料和相关标准，分析数据，提高了自己的绘图能力，懂得了许多经验公式的获得是前人不懈努力的结果。同时，仍有很多课题需要后辈去努力完善。但是毕业设计也暴露出自己专业基础的很多不足之处。比如缺乏综合应用专业知识的能力，对材料的不了解，以及对专业知识了解不深刻等等。这次实践是对自己大学四年所学的一次大检阅，使我明白自己的知识还是很浅薄，虽然马上要毕业了，但是自己的求学之路还很长，以后更应该在工作中学习，努力是自己成为一个对社会有所贡献的人。第39页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）参考文献[1]同济大学、太原重型机械学院等编.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社.1983[2]

黄东胜、邱斌现代挖掘机械[M]北京：人民交通出版社，2003[3]何挺继、朝勇.现代公路施工机械[M]北京：人民交通出版社，1999[4]朱齐平.进口工程机械使用维修手册[M]沈阳：辽宁科学技术出版社，2001[5]赵显新.工程机械液压传动装置原理与检修[M]沈阳：辽宁科学技术出版社，2000[6]J.ofMechanicalEngineering[J][7]李自光展朝勇.公路施工机械(第二版)北京：人民交通出版社，2008[8]吴庆鸣何小新.工程机械设计[M]武汉：武汉大学出版社，2006.4[9]刘文伯陈国威机械工程手册（第二版）机械零部件设计卷北京：机械工业出版社，1996[10]叶伟等《挖掘机工作装置液压操纵回路(一)》建筑机械.2003.[11]黄谊等.《液压传动》.机械工业出版社.2000.9[12]徐灏主编.机械设计手册（第一卷）.机械工业出版社.1991[13]颜荣庆、李自光、贺尚红.现代工程机械液压与液力传动——基本原理、故障分析与排除.北京：人民交通出版社.2001[14]魏良模,章成器,曹善华;液压挖掘机反铲装置连杆机构优化设计[J];工程机械;1982年05期[15]建筑世界网[16]/bi/b172.htm科学技术-机械工程网[17]中国工程机械网[18]工程机械杂志网[19]维普网[20]错误！超链接引用无效。第40页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）致谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的导师黄东胜老师。黄老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料到设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是黄老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩黄老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。其次要感谢霍颖、段超、李默原等同学对我无私的帮助，特别是在软件的使用方面，正因为如此我才能顺利的完成设计，我要感谢我的母校——长沙理工大学，是母校给我们提供了优良的学习环境；另外，我还要感谢那些曾给我授过课的每一位老师，是你们教会我专业知识。马上要毕业了，在此，我想对你们说一声谢谢！谢谢大家！！！。第41页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）附录A英文资料与中文翻译Semi-automaticcontrolsystemforhydraulicshovelHirokazuAraya),MasayukiKagoshimaMechanicalEngineeringResearchLaboratory,KobeSteel,Ltd.,Nishi-ku,KobeHyogo6512271,JapanAccepted27June2000AbstractAsemi-automaticcontrolsystemforahydraulicshovelhasbeendeveloped.Usingthissystem,unskilledoperatorscanoperateahydraulicshoveleasilyandaccurately.Amathematicalcontrolmodelofahydraulicshovelwithacontrollerwasconstructedandacontrolalgorithmwasdevelopedbysimulation.Thisalgorithmwasappliedtoahydraulicshovelanditseffectivenesswasevaluated.Highcontrolaccuracyandhigh-stabilityperformancewereachievedbyfeedbackplusfeedforwardcontrol,nonlinearcompensation,statefeedbackandgainschedulingaccordingtotheattitude.q2001ElsevierScienceB.V.Allrightsreserved.Keywords:Constructionmachinery;Hydraulicshovel;Feedforward;Statefeedback;Operation1.IntroductionAhydraulicshovelisaconstructionmachinerythatcanberegardedasalargearticulatedrobot.Diggingandloadingoperationsusingthismachinerequireahighlevelofskill,andcauseconsiderablefatigueeveninskilledoperators.Ontheotherhand,operatorsgrowolder,andthenumberofskilledoperatorshasthusdecreased.Thesituationcallsforhydraulicshovels,whichcanbeoperatedeasilybyanyperson1–5.Thereasonswhyhydraulicshovelrequiresahighlevelofskillareasfollows.1.Morethantwoleversmustbeoperatedsimultaneouslyandadjustedwellinsuchoperations.第42页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）2.Thedirectionofleveroperationsisdifferentfromthatofashovel’sattachmentmovement.Forexample,inlevelcrowdingbyahydraulicshovel,wemustoperatethreeleversŽarm,boom,bucket.simultaneouslytomovethetopofabucketalongalevelsurfaceŽFig.1..Inthiscase,theleveroperationindicatesthedirectionoftheactuator,butthisdirectiondiffersfromtheworkingdirection.Ifanoperatoruseonlyoneleverandotherfreedomsareoperatedautomatically,theoperationbecomesveryeasily.Wecallthissystemasemi-automaticcontrolsystem.Whenwedevelopthissemi-automaticcontrolsystem,thesetwotechnicalproblemsmustbesolved.1.Wemustuseordinarycontrolvalvesforautomaticcontrol.2.Wemustcompensatedynamiccharacteristicsofahydraulicshoveltoimprovetheprecisionofcontrol.Wehavedevelopedacontrolalgorithmtosolvethesetechnicalproblemsandconfirmtheeffectofthiscontrolalgorithmbyexperimentswithactualhydraulicshovels.Usingthiscontrolalgorithm,wehavecompletedasemi-automaticcontrolsystemforhydraulicshovels.Wethenreporttheseitems.Fig.1.Levelcrowdingofanexcavatorandframemodelofanexcavator.第43页

共66页小型液压挖掘机设计（工作装置设计）2.HydraulicshovelmodelTostudycontrolalgorithms,wehavetoanalyzenumericalmodelsofahydraulicshovel.Thehydraulicshovel,whoseboom,arm,andbucketjointsarehydraulicallydriven,ismodeledasshowninFig.2.Thedetailsofthemodelaredescribedinthefollowing.Fig.2.Modelofhydraulicshovel.3.AnglecontrolsystemAsshowninFig.4,theangleuisbasicallycontrolledtofollowthereferenceangleubyposi-gtionfeedback.Inordertoobtainmoreaccuratecontrol,nonli