HY215挖掘机结构设计

目录

摘要.........................................................3

Abstract.......................................................4

引言.........................................................5

1绪论..........................................................6

1.1液压挖掘机研究的背景和意义................................6

1.2液压挖掘机研究现状及发展动态..............................6

1.3本文研究的主要内容.......................................8

2HY-215挖掘机工作装置方案设计..................................9

2.1HY-215挖掘机的基本组成和工作原理.........................9

2.2工作装置结构方案的确定...................................9

3HY-215挖掘机工作装置结构设计.................................11

3.1工作装置机构计算........................................11

3.2油缸较点及行程确定......................................12

3.3工作装置的计算...........................................12

4HY-215挖掘机行走装置结构设计................................19

4.1行走装置设计原则.........................................19

4.2轮式行走装置的传动设计...................................20

4.3轮式液压挖掘机行走装置的结构形式.........................20

4.4轮式行走装置的构造.......................................21

5HY-215挖掘机整机传动系的设计................................23

5.1选择液压马达类型、行走速度及传动比.......................23

5.2实际速度及牵引力.........................................25

5.3挖掘机行走装置参数.......................................25

5.4变速箱设计.............................................26

5.5轮边减速器.............................................34

6其他部件设计................................................35

6.1轴和轴承设计.............................................35

6.2轴承、键和连轴器的选择...................................36

结论........................................................36

参考文献.......................................................40

致谢........................................................41

本科论文

摘要

工程机械对当代基本建设的施工现场具有关键影响，而工程机械中的

挖掘设备则起着关键而不可或缺的作用。本文中关键设计工作的关键是以

下几个层次：在液压挖掘机的每个工作中清除设备的结构，搜索相关信息

并整合经验公式定律，以在工作中设计整个设备挖掘机，采用比例法和工

作经验计算公式得出了工作中装置各部分的基本规格并对它进行了应力分

析，然后得出了其二维CAD工程图，然后使用SolidWorks绘制每个设备的

三维模型。安装每台设备后，对其进行健身模拟。该设计的主要特点是：

在计划方案设计中明确提出了各种计划方案，并从可信度，完整性，综合

性等角度比较了计划方案，选择了计划方案。其结构特点是，在行走构件

中间的传动系统根据液压缸的伸缩型选择传动齿轮和液压传动系统，以在

整个挖掘和行走过程中完成驱动力的传递。分动箱和旋转维修平台的较接

技术设计应考虑到整个设备的有效性和安全性；材料的选择，生产加工方

法和技术标准参照有关技术文件；根据设计的主要参数绘制工程图。充分

注意整个设备各个子系统之间的相互关系，以确保整个设备特性的一致性

和最佳控制使整体挖掘设备重量更轻，传动系统稳定，工作效率高，结构

紧凑本文主要介绍了HY-215挖掘机机构，并对主要结构进行了相关计算。

关键词：挖掘机；机械；工作原理;

本科论文

Abstract

Conasdstructionmachiasdnerypsadysanimasdportantroasdlein

modasderncasdnstruction,aasddtheexcavsadatorequipasdmentin

constasdructionmachineryplaysanimportantandindispensablerole.Howto

makethemeasdchanicalequipmasdentworknormasdally,efficasdientlyand

wellhasbsdfecometheprisdfmaryprofdblemthatdfeedstobesdfolvedin

mesdfchanicalmansdfagement.Forthemodernexcavator,theproblemofthe

excavatorindustryismorecommon,andtheoccurrenceofitsmechanicalfailure

forpeoplewhohaveadeepunderstandingofitsstructureandworkingprinciple,

aslongastheycarefullyanalyzeit,theywillbeabletoeliminateit.Howsdfever,

intheprdsfocessoftrosdfubleshooting,dodisasdsfdsembleblinsddly,

othsderwise,itwillleadtofailure,orevendamagethenormalcomponents,

resusdltingindissasdtisfactionbetsdweencustsdomersandmansdufacturers.

Combinedwithpractice,thispaperintroduceshy-215excavatormechanismand

itsworkingprinciple,andanalyzesandeliminatessomecommonfaults.

Keywords:excavatingmachinery;Mechanics;workingprinciple;

本科论文

引言

最近的一段时间内，随着金属业、固态燃料业、发电等行业的大力持

续发展，挖掘机等大型工业设备的需求越来越大，而且大面积用到搭盖房

子、修路、水资源方面的建设、植树造林、播种粮食、港口开发等方面。

因为工作情况十分多样，操作挖掘机一般是靠着操作人员的阅历，依据实

际情况决定操作方式。这样的情况会导致缺乏经验者不能很好的操控挖掘

机，所以就要机器本身随着环境变化而做出调整。这就使得挖掘机设计要

具有平凡性、统一性。可是挖掘机的工作装置又十分复杂，且自由度多，

各点的确定需要复杂的计算。这些原因就导致的挖掘机设计耗费资金多，

且需要的时间长。这种情况就拖慢了市场经济的发展，而且使厂商的经济

效益变低。现在国家露天矿产的开采范围渐渐变大。这就导致挖掘机的需

求不断变大，要求更大容量的挖掘机。因为容量越大，成本越低。而液压

挖掘机相对于机械挖掘机有十分多的优势。可目前对于挖掘机的研究还不

太丰富，挖掘机的主要构件有工作装置和行走装置，它们的设计是否合理

直接影响挖掘机的性能和使用寿命。因此本课题主要研究的就是整体的开

发、工作装置的设计和优化，使研究和制造时间变短、减少成本、延长使

用寿命。

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1绪论

1.1液压挖掘机研究的背景和意义

中国露天煤矿的开采规模不断扩大，这正是我国的现况。我们需要大

型的挖掘机来满足对采矿叉车的不断增长的需求。但是国内对于大型液压

反铲挖掘机的研究很少。对挖掘机开发的基础是其工作性能和可靠性的研

究，本论文的主题就是对工作装置的优化，缩短研发周期，降低产品成本,

提高设计质量。

各种工程结构的速度决定了现代化的速度，工程机械的水平直决定了

建筑速度。传统的研发管理和设计方法无法主动设计产品参数，而无法手

动重复进行产品性能分析。

我们需要面对和其他国家间的差距，加大科研力度，提高技术水平，

只有这样才能大力发展我国工程机械制造。

1.2液压挖掘机研究现状及发展动态

挖掘机在基础建设中起着十分关键的作用，地球能源减少，人们对环

境保护越来越重视，节能减排已成为大家关注的重点。开发智能化多功能

挖掘机使其成为真正的挖掘机机器人仍然是人们的目标。由于开挖过程中

载荷的突然变化，一些学者开始使用振动开挖方法来降低开挖阻力，降低

能耗并延长机器寿命。近年来，随着人性的发展，挖掘机已发展为满足人

类对大型项目需求的强大动力。

1.2.1国外的研究现状及发展动态

第一台液压挖掘机于1950年在意大利生产。强大的挖掘能力，高生产

率，多功能性和易操作性在工程建设中起着重要作用。由于科学技术的进

步，大型水电项目以及对大型露天矿的需求，液压挖掘机已发展成高速，

高压，大铲斗容量和大功率的领域。随着液压挖掘机产量的增加和其用途

的扩大，举世闻名的挖掘机制造商已采用各种先进技术来提高其产品的竞

争力。一些外国公司已经开始在德国和法国开发用于采矿的大型液压挖掘

机。

就液压挖掘机的功能而言，液压挖掘机的工作设备正在向多功能方向发

展。如果安装了其他操作装置，则液压挖掘机可用于举升，夹紧，推动，

刮削，展开，挖掘，装载，铳削，拆卸，拆卸和压缩。通常，可以在2分

钟内在室内更换工作单元。动臂的结构和工作装置的斗杆不同，这增加了

本科论文

主机的可用性。从而缩短设计周期，提高产品性能和可靠性，并快速响应

市场和用户需求。

设计过程中必须经过严格的科学测试和用户评估才能最终生产。通过之

后，需要通过各种性能测试和可靠性测试，例如组件强度测试，系统测试,

过程测试和耐久性测试。轻型作业装置的设计和制造会削弱强度，而没有

注意电子计算机技术的应用，事实上，对挖掘机作业装置的研究已经非常

成熟。该产品的应用加速了新产品的开发，并缩短了新产品设计中的2-3

年的批量生产周期。

采用新的结构和新的材料，采用现代的设计技术和先进的制造技术，并

保证和改善液压挖掘机的性能是重要的方法［2］o

1.2.2国内挖掘机研究现状和发展

自1980年代以来国内对挖掘机工作装置设计理论和方法的研究可总

结如下。

(1)工作装置的运动分析。工作装置的运动分析与挖掘机的力学分析

有关，是其他分析和设计的基础。文献［15］使用个人编写的软件分析和模

拟了液压小型反铲挖掘机在各种静态姿态角下的理论断裂力。［16］将矩阵

转换原理应用于单斗式反铲液压挖掘机。我做了详细的描述：文献［17］对

液压挖掘机反铲工作装置的主要部件进行了动力和动力分析，并获得了关

键点的坐标和反铲装置的约束条件，以实现挖掘力。参考文献［18］使用拉

格朗日方程建立了挖掘机在开挖过程中运动的动力学模型，并计算了动能,

势能和开挖力来分析开挖单元之间的力和运动。关系，控制工作计划和模

拟提供了基础。

(2)优化作业设备。参考文献［19］编译了挖掘机工具设计软件，以使

用变换矩阵创建数学模型，并快速有效地计算了挖掘机工具。参考文献［20］

使用复杂的方法来优化和解决液压挖掘机铲斗的联锁机制，并提供了程序

设计过程的框图。参考文献［21］提出使用一种优化方法来分析和计算挖掘

机在各种工况和特定解决方案下的稳定性系数，并找到并分析挖掘机在特

定工况下最不稳定的姿态。检查挖掘机的稳定性。性分析提供了理论计算

公式和特定的分析方法。参考文献［22］已经开发了一种液压挖掘机车间成

本通用分析软件，该软件只能分析现有模型，并且原则上不能设计和优化

工作设备参数。

本科论文

太原重工业大学和韩国的浙江大学分别于1988年和1990年代初开发了大

型液压挖掘机CAD软件系统。集成智能CAD系统；此外，太原重型机械有

限公司使用UG开发适用于6-8m挖掘机的3D模拟软件，徐州工程学院使用

I-DEAS软件对WY20机器和WY20A工作单元的3D实体进行建模。我做的。

大气完备性但是，由于客观条件的限制，大多数产品设计和制造工作仍使

用传统的设计方法和理论，但是使用优化的设计方法，但其中许多主要是

为家用小型液压挖掘机设计的。完成

(3)反铲工作装置的设计状态。由于恶劣的采矿条件，液压挖掘机尚

未在矿山中得到广泛使用，因此在中国对液压挖掘机的研究很少，也没有

形成自我设计的系统。由于液压技术的最新发展和液压部件的质量改进，

大型液压反铲挖掘机仅在矿山中使用，工作装置主要部件的合理设计对于

工业发展是必要的。

当前对液压挖掘机工作设备设计的研究重点如下。①提高工作设备结构件

的可靠性和耐久性。挖掘机设计人员无需进行繁琐的计算。因此，非常有

必要开发用于工作设备设计的专用工具软件［3］。

1.3本文研究的主要内容

本文主要设计步行和工作设备，该设备包括以下五个部分。

(1)工作装置主要部件的结构设计。

(2)挖掘机工作装置的详细机构动力学分析。

(3)挖掘机的作业装置的整体设计。

(4)计算工作装置各部分的基本尺寸。

(5)根据要求初步设计行走装置的总体方案。

(6)相关参数，如助行器和助行器的结构。

(7)确定行走机构的传动方式，行走液压马达的主要参数和传动比。

(8)进行齿轮箱设计，轴和其他相关组件的选择，并计算相关驱动齿轮的

强度。

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2HY-215挖掘机工作装置方案设计

2.1HY-215挖掘机的基本组成和工作原理

工作装置，顶部转盘和行走装置这三部分组成了HY-215挖掘机。动力

单元，传动机构，回转机构，辅助设备和驾驶室组成了顶部转盘部分。动

臂，斗杆，铲斗和动臂油缸，斗杆缸和铲斗油缸组成了工作装置。

工作时，动臂油缸使动臂降低，让铲斗接触挖掘表面，然后操作斗杆

油缸和铲斗油缸来挖掘和装载铲斗。然后操作铲斗杆和铲斗油缸将铲斗旋

转到合适的位置，然后铲斗放回油缸，然后来回旋转铲斗以分离物料。卸

载后，打开的铲斗油缸伸出以关闭前铲斗和后铲斗，并且在开挖操作的第

二个周期内将工作装置转移到开挖现场。当作业现场被运输时，行走马达

操作以驱动行走机构完成移动操作[4]o

由于实际挖掘工作中土壤质量，挖掘表面条件和挖掘机液压系统的差

异，挖掘过程中反铲装置的三个液压缸的运动调节可以随意变化。以上过

程只是一般的理想过程。

2.2工作装置结构方案的确定

反铲工作装置是由动臂，铲斗，铲斗，工作液压缸和连杆机构这些部

分组成的。与正铲工作装置相比，反铲动臂短且截面积大。动臂的底部较

接在转盘上，动臂油缸通常为双缸，并且顶部动臂的底部较接点较高，并

且在动臂缸的底部较接点之后。这种布置允许动臂具有特定的向上和向下

角度，以满足挖掘和卸载的需要，并且还可以确保动臂机构具有必要的提

升和锁定扭矩。

杆也是焊接的箱形结构或铸造混合结构。臂的一端钱接到动臂的顶部,

而臂缸的两端钱接到动臂和臂的底部以形成杠杆机构。由于反铲挖掘通常

是通过挖掘来控制的，因此该结构布置适合向前推动，并且液压缸的大空

腔可以施加很大的挖掘力。

挖掘机反铲的铲斗可根据卸料结构和卸料方法分为前卸料型和底卸料

型。从前部卸料斗中卸土时，铲斗直接通过铲斗油缸旋转，土壤插入物从

铲斗的前部排出。该结构简单，铲斗主体为一体式结构，刚性和强度都比

较好。不需要额外的圆柱体来减少土壤，但是在行走土壤以排干土壤时，

前壁和水平面之间的角度大于45步。随着铲斗的旋转角度增加，铲斗缸的

本科论文

力增加，铲斗的挖掘力减小，或者卸土的时间增加。另外，前卸料斗也会

影响有效卸料高度。

打开底部倾卸桶的底部以降低土壤。所示的铲斗用特殊的缸关闭。如

果在挖掘过程中，关闭铲斗底部并放下土壤，请打开铲斗底部并从底部除

去土城。这种结构的卸土性能较好，铲斗角度应较小，但必须加卸土缸，

铲斗开口的底部也会影响有效卸货高度。当前很少使用这种类型的铲斗打

开方法，并且目前在挖掘机中使用其他类型的底部卸料桶。铲斗由两半组

成，并通过顶部钱链连接。卸载缸安装在铲斗的后壁上。当气缸缩回时一，

铲斗（直板）的前壁通过杠杆系统向上倾斜，从而土壤从底部排出。这样,

装卸高度大，装卸时间短，在装卸过程中铲斗可以靠近车身，并且前额也

被控制为打开以允许相对缓慢地排出土壤或石头可以减少。车辆振动可延

长车辆寿命。另外，该铲斗可以用来选择非常流行的石材.，但是铲斗的重

量增加了，从而降低了铲斗的容量，并降低了相同尺寸工作设备的整机稳

定性。两部分之间的张力差。通过采用底部倾卸式铲斗结构，可以减小铲

斗角度，因此在某些挖掘机中，铲斗缸的连杆机构被取消，从而铲斗缸在

某种程度上直接连接到铲斗主体。简化的结构。增加铲斗挖掘力［5］。

如果使用挖掘机来挖掘相对较软的物体或装载散装物料，则可以使用

装载铲斗而不是反铲铲斗。如果默认情况下，整机的重量不变，则可以显

着增加铲斗的容量。生产率。装载铲斗是一种前部卸载方法，通常不使用

铲斗齿，以减少挖掘松散物料时的挖掘阻力。

表2.15m3反铲液压挖掘机主要油缸的主要参数

油缸名称只数内径工作压力全缩时的长度全伸时的长度行程

动臂油缸215630158026601080

斗杆油缸119730160026601060

铲斗油缸21563014002320920

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3HY-215挖掘机工作装置结构设计

3.1工作装置机构计算

3.1.1动臂及斗杆长度确定

由公式计算得L=4.1m

由公式计算结果如表3.1所示。

表3-1

计算参数计算方法计算公式计算结果最终数值

动臂长度L1经验公式法L1=(0.98~1.1)L4.0~4.54.25

斗杆长度L2经验公式法L2=(0.8~0.95)L3.3~3.93.40

转动半径L3经验公式法L3=(0.48~0.60)L2.0~2.52.50

3.1.2机构转角范围确定

液压反铲5小挖掘机尺寸如表3.2所示。

表3.2挖掘机工作尺寸

最大挖掘深度m

水平铲装时的最小挖掘半径6.5

停机平面上的最大挖掘半径9

最大挖掘半径10

最大挖掘高度11

动臂、斗杆等机构的转角范围如表3.3所示。

表3.3挖掘机转角范围

工作装置动臂结构斗杆机构铲斗机构

最小转角2°53°127°

最大转角81°114°262°

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3.2油缸镀点及行程确定

3.2.1动臂油缸的钱点及行程确定

初取动臂油缸全伸和全缩时的力臂比匕=1.1,油缸全伸和全缩时的长

度比4=L6,«2=0o

由动臂油缸较点及行程计算得卬=30。，由于A钱点在平台的端部，计算

得（4C=796n/n,lCB=2800/7/n,lBF-l450nm,£lmin-15S0nm,L]max-266（him,

动臂油缸行程4=1080%机

3.2.2斗杆油缸较点及行程确定

初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比k2=\.\,油缸全伸和全缩时的长

度比：4=1.65,%=3。。

经斗杆油缸较点及行程计算得：以mm=1600??，%，L2=2660Mm,斗杆油

缸行程4=&max-Lmin=1。6加小

3.2.3铲斗油缸较点及行程确定

初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比&=1.1,油缸全伸和全缩时的长

度比：4=1.61⑹。

经铲斗油缸钱点及行程计算得：L3min=140077772,J„ax=2320〃如斗杆油

缸行程4=L3imx-L3min=92Onmo

3.3工作装置的计算

3.3.1动臂与平台较点位置C的确定

对由反铲挖掘机改装的反铲来说，动臂较座往往就沿用反铲动臂的较

座。一般，钱座都在转台中心的前方（XQ0）,近来大型反铲的钱座却有向

后移（靠近回转中心线）的趋势。

设计时，Xc、Yc可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此

基础上推荐以履带轴距L为基本长度。

履带轴距L

L=(2.3〜2.7而(2-25)

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式中：夕为斗容量，rtv,

3.3.2动臂及斗杆长度的确定

同上转斗半径卜4、4也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选

取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。

3.3.3机构转角范围确定

在动臂长度八斗杆长度4、转斗半径4及动臂油缸与平台较点C初步确

定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中

包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围⑹。

⑴斗杆转角为2和2min的确定

可根据最大挖掘半径治；.确定。最大转角2max应当不小于

%max2arccos(2-26)

2化

%max根据停机平面上最小挖掘半径凡max确定。所谓停机平面上的最小

挖掘半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体（斗杆油缸全缩）、

斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘

半径。

图2.9停机平面上的最小挖掘半径

如图2.9所示，这时斗杆和动臂间的夹角为最小（％而1，铲斗与地面

相交成，角，而斗齿尖V到回转中心的距离为“从几何推导可知

本科论文

/1ax=(%F)2+(X2—Xc)2(2-27)

式中x。、yc——Q点的横坐标和纵坐标，且

XQ=ROmin-l3co^;^=/3sin<(2-28)

••^+4min=(%一，3sinS厂+(%min—hC0S0—)(2—29)

_

，2min=l；+—2/|Z2cos^2min(230)

带入式(2-29)整理后得

仇.Kanxos弓二（仁也G'二（我⑪则二b三三乂二］（2-31）

2m，n

|_2-/,-/2_

有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角力开始挖掘，

因而最小挖掘半径凡min可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。

在这种情况下QV与水平的夹角将增至°=二+%。根据有的资料介绍，为使

铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角力可取为45。〜50。。

应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原

则，因此

R°min2传+R］」7+,3C0SS+A（m加（2-32）

127cosJ

式中R——驱动轮半径（毫米）；

6——履带行走装置水平投影的对角线与纵轴间的夹角；

A——考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取A

=200〜400毫米。

（2）动臂倾角4max和的确定

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动臂最大倾角根据最大挖掘高度凡max确定。根据式（2-17）和（2-

18）经过运算得出

max34Sinamax

4M>arcsin乩xiiiuA々J一〃L)I卜•]n//indx(2-33)

’44max7\^44max

因此先确定名皿后，再根据入皿可得%。

动臂最小倾角6-根据最大挖掘深度乜皿确定。由（2—20）得到

仇.«arcsin（幺迪二+也土kJ（2-34）

（3）铲斗转角为m”和4*的确定

转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的

凡鹏、凡ax、R。*等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，

保证工作正常进行，满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。

A.a必须满足工作尺寸的要求

为满足挖掘高度要求

“max2।■"-4max-（2-35）

为满足最大挖掘半径要求

1sn2max

Umax之乃+。28=乃+arcsin^^^（2-36）

44max

为满足停机平面上最小挖掘半径要求

“max之^+3+N1+N2（2-37）

(I)

=arcsin-^sin^(2-38)

：出82mill

「44min/

%与、

Z1=arcsin=arcsin(2-39)

’44minJ

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sm

+arcsinyc~hg+乃一,(2-40)

为满足最大挖掘深度要求

B.名必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求

挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角力也不断发生改变，为

了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即为>0,为此必须使（图

2.10）

"max="+/9+%1

=arcsin

%nax="+3rCSill

将式％代入，整理后得到

“max＜彳万一6+3rcSin(2-41)

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才丹泊II日短时

。沙的11配方*

图2.10铲斗运动方向与切削后角

C.4必须满足卸载要求

由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也

不同。

为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成45。以上

的角(见图2.11a),因此从式(2—35)得

-+

%nin〈万万-Umax^2maxI-

底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平

位置(图2.11b),因此要求

5冗

^3min-^2max~

•••”小2万一用(2一43)

对比(2—42)和(2—43)可见，从卸土要求来看，底卸式铲斗的转角可

比前卸式少45。左右。

本科论文

根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜夕X40。〜45。角，显

然这时QV连线也必然向上翘起夕角。

Umax2生8+。+(乃一C)+夕'

^3maxarcsiny^sin%脸］+a^sinj丫。>：+万一，+夕(2-44)

<^44min)\^44min>

根据以上所得的公式(2-35)〜(2-44)就可以初步确定动臂、斗杆、

铲斗的转角范围。

图2.11不同卸载方式对4的影响

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4HY-215挖掘机行走装置结构设计

4.1行走装置设计原则

整机的支撑部分为行走装置，在工作过程中可以将挖掘机稳定地支撑

在地面上并且承受工作装置的机械重量和反作用力。同时，挖掘机可用于

在建筑工地上运输期间的工作，以及在运输过程中的现场移动（轮式助行

器）。

因此，在设计单斗式液压挖掘机的行走装置时，需要尽可能地满足以

下要求。

1.牵引力强，具有出色的越野性能和强大的加速和转向能力。

2.底盘高，以使在不平坦的地面上行走时，挖掘机可以表现出出色的

性能。

3.支撑面积必须大。

4.抓地力强，当挖掘机从斜坡下降时不会出现超速斜坡或滑动，提高

安全性和可靠性。

5.行走装置的尺寸符合道路要求。

出色的机动性和快速的行驶速度（通常可达20KM/h）是轮胎式行走装

置与履带式相比具有最大的优势。如果从齿轮箱中取出齿轮箱并将其拖动

到拖拉机进行长距离运输，则速度可以达到60KM/h。轮胎式步行设备的缺

点是它们具有较高的地面压力（150-500KPa）和较低的攀爬能力（通常小

于65%）。在挖掘过程中，需要特殊的支腿支架来稳定机身。当前，默认

情况下仅使用铲斗容量为1m的轮胎式步行设备。

下一个挖掘机。单斗式液压挖掘机的行走机构根据传动方式可分为液

本科论文

压式和机械式两种。

选择步行设备的类型时、必须根据工作场所土壤的状况，工作量，运

输距离和工作条件来确定。

4.2轮式行走装置的传动设计

更换单斗式液压挖掘机轮胎位置的更常见方法是将行走液压马达直

接安装到变速箱。变速箱引导前驱动轴和后驱动轴，以通过车轮侧减速齿

轮驱动前轴和后轴或轮胎。变速箱具有特殊的气动或液压控制，越野齿轮

和公路齿轮。

液压机械变速器采用高速液压马达，使用可靠。该时钟传输系统比机

械传输更简单。省略了上下变速箱和垂直轴。在转向性能方面正确选择液

压组件和变速箱齿轮可以减少齿轮之间的急剧牵引力变化。

4.3轮式液压挖掘机行走装置的结构形式

轮胎行走装置的主要特征：

a）具有强大的越野能力：

b）轮式挖掘机的运动速度通常不超过20KM/ho地面的最大比压为150至

500KPa。攀爬能力为40-60%。标准铲斗容量小于0.6立方米的挖掘机可

以使用与履带相同的旋转平台和上部机构。

c）大多数轮胎式步行设备都使用全轮驱动。液压悬挂平衡摆轴，并在操作

过程中由液压脚支撑。卸下驱动桥，使其运行稳定。

d）长途运输效率高。

轮式液压助行器驱动液压马达直接连接至变速箱（变速箱安装在底盘

上），动力从变速箱轴通过变速箱输出至前后驱动轴，或者使车轮减速以

驱动车轮。

轮式单斗液压挖掘机无法高速行驶，后轴通常采用结构简单的牢固连

接方法。前桥可以悬挂和振动。

轴和前轴通过中间的摆动较链销连接。在钱链的两侧设置有两个悬架

液压缸，悬架液压缸的一端连接到框架5,并且活塞杆的一端连接到前轴。

挖掘机在运行时，控制阀1将关闭油箱车间与油箱之间的通道。向左拐，

将两个悬挂式液压缸的工作室连接起来，然后将它们连接到油箱。前轴可

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以适应路面的高低坡度，上下摆动可以保持轮胎与地面之间足够的附着力。

4.4轮式行走装置的构造

由于轮胎挖掘机的行驶速度不高，特殊轮胎场所通常由箱形车架，转

向前轴，后轴，行走传动机构和支腿组成。因此。后轴为铲斗式坚固的悬

架，前轴采用平衡装置，中间带有较接的液压悬架。。

4.4.1悬挂装置选择

由于其行走速度不高，因此通常采用后轴的刚性连接以简化结构。然而,

为了提高步行性能，前轴通常由秋千悬架平衡装置制成。车架和前轴通过

中央摆动销连接。在钱链的两侧设置有两个悬架液压缸，该液压缸的一端

连接至框架，并且活塞杆的一端连接至前轴。控制阀有两个位置。标记的

位置是挖掘机在运行过程中的状态。控制阀切断两个液压缸工作室与燃油

箱之间的连接。此时，液压缸将前桥的平衡悬架锁定。为了稳定运行，当

挖掘机行走时，控制阀向左移动。连接两个悬挂的液压缸的工作室并连接

至燃油箱。前轴可以适应道路的坡度。在使轮胎与地面保持良好接触的同

时，充分利用牵引力。。

4.4.2转向机构

轮胎挖掘机的驾驶室放置在旋转平台上。转盘可以旋转360度，因此

挖掘机必须具有特殊的转向机构来控制驾驶室中轮胎的转向。

转向机构必须满足：的转向机构

(1)转盘的旋转不影响转向系统的操作。

(2)转向轮胎的转向应具有以下特征。轮胎的旋转与方向盘成比例旋

转。方向盘不动，轮胎也应停止旋转。

(3)易于操作。减轻劳动强度；

(4)在转向的影响下，有必要减小反作用于方向盘的车轮的力。

可以实现上述转向的机构包括机械转向，液压动力转向和气动动力转

向，其中最常见的是液压转向。

4.4.3转向方式

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a）前轮转向；b）后轮转向；c）四轮转向；d）斜形转向

图2.12各种转向方式

液压挖掘机的转向性能也是影响工作效率的因素之一。为了使轮胎挖

掘机具有更大的灵活性，您可以在转向机构上增加一组4位6通阀。方向

盘可根据需要以4种方式进行操作，如图2.12所示。

a）这是前轮转向的常见情况。

b）后轮的转向有助于在倒车和行走时进行转向。

c）对于前轮和后轮转向，车身时间越长，旋转半径越小。

d）整个身体倾斜，以便汽车可以离开或接近工作表面以进行倾斜转向。

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5HY-215挖掘机整机传动系的设计

设计重量为11吨，轮胎规格为9.00-20o轮胎功率半径r=0.491

米。挖掘机最大牵引力P=0.6机器重量；发动机功率N=58.8KW,转速

2000r/min;油泵的最大流量为2X1001/min；最高工作压力21Mpa。最大

行驶速度为31Km/h,设计采用全桥驱动。

基于已知参数。检查机器设计手册，选择长江液压配件厂的油泵G20*

-**15系列。额定压力为21MPa,采用计量泵系统。

5.1选择液压马达类型'行走速度及传动比

(1)确定油马达的参数

该挖掘机使用计量系统，因此液压马达使用两速计量低速大扭矩(轴

向柱塞液压马达)。最大行驶速度在设计手册中给出为v=31Km/h。

它基于原型数据，请参阅机器设计手册。液压马达选自长江液压配件

厂的GM-16液压马达。额定压力21MPa.

Q=200L/minon=1800r/min。

222=0.lllL/r(3—1)

1800

q=q_=Q.115L/min(3—2)

=2=222_xo.98=1704r/min(3—3)

NMq70.115

Afmax一击X3XqX",

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=0.159X30X0.115X0.9=493.7N.M(3—4)

=

Me.X^pXqX〃

=0.159X30X0.115X0.8=439N.M(3—5)

式中\p-一压力损失，30a,/"=10»a

77――容积效率，0.98

n机械效率，0.9

/MKImax-一额定扭矩(N.M)

M@实际扭矩即油马达启动扭矩(N.M)

(2)传动L分配

以开始牵引力为基础来计算第一齿轮速度(越野档位)。那么总

传输速率为：：

.=o-G八”(3一6)

一一MQ/

式中G—机重⑴；

“一-油马达启动扭矩(N.M);

r-一轮胎半径(m);

—一轴与变速箱总效率。0.8.

，/3

第二速度(高速)取决于挖掘机的最大速度和汕马达的最大速度。总

传输率为：

0.377”一一一7、

式中n--油马达最大转速(r/min);

r-一轮胎半径(m);

v-—挖掘机最大行驶速度(Km/h).

_0.377〃八,

0.377x0.491x1704

31

=10.175

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根据上述总传输速率进行计算。变速箱和传动轴的传动比指定如下：

驱动轴:通常用于带有驱动轴和轮侧减速器的普通工程车辆。因此，驱动轴

的总减速比是理想的

请参考原型，以选择本机的传动轴传动比为21.

变速箱：第一档,-=223=45

1'21

第二档j/四吏=0.485

1221

5.2实际速度及牵引力

越野档速度：0,377x1704x0,491.3.4Km/h

v21x4.5

439x923x0,8.好

牵引力为：=66

/max0.491

变速箱输出轴扭矩：M=Xi=439x4.5=19755N.加

0.377xl704x0.491弗/h

公路档速度：v==31

10.175

牵引力为：T=439x10.175x0.8=7.28KN

/皿,0.491—

5.3挖掘机行走装置参数

行走装置类型:轮胎类型；

挖掘机重量：11吨；

牵引力：66KN

轮胎规格:9.00—20;

轮胎动态半径：0.491m;

油马达:的主要参数

排量：0.115L/min;

扭矩:493.7N.m

速度：1704r/min;

流量：200L/min

在公路上行驶时的主要参数

速度：31Km/h;

变速箱传动比：0.485

变速箱输出轴扭矩:212.9N.m

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变速箱和驱动轴效率:0.85

驾驶越野齿轮时的主要参数：

速度：3.4Km/h;

变速箱传动比：4.5

变速箱输出轴扭矩：1975.5N.m

变速箱和驱动轴效率:0.85

5.4变速箱设计

设计的变速箱可以保证：

(1)更改传输速率。扩展驱动轮的扭矩和转速范围，以满足不断变化

的驾驶条件。在良好的条件下运行发动机时，进行启动，加速，上升等操

作。

(2)倒档。可以在发动机的旋转方向不变的前提下来回行驶车辆。

(3)实现中立。可以切断至变速箱系统的动力传输，以使发动机启动

并怠速运转。发动机运转时，车辆可以长时间停放，这便于变速箱的换档

和输出。

此设计使用机械变速。即，齿轮套筒由于吸引力而通过操作机构移动。

变速箱中有两对啮合齿轮，这些齿轮不断啮合，啮合套筒运动。因此，两

对齿轮的中心距必须相同。

5.4.1低速档齿轮设计

根据您的设计计划，使用直圆柱齿轮传动装置。由于传输速度慢，因

此使用7步精度(GB10095-88)来啮合牙齿表面。

1)材料选择

参见表10-1中的[3],第189页，小齿轮材料为40Cr(淬火和回火后

淬火表面)，硬度为50HRC,大型齿轮材料为40Cr(回火)，硬度为280HBS。

2)确定齿数

选小齿轮齿数Zi=18.大齿轮齿数z，=Z|X，=18X4.5=81,

取Z?=81。

3)按齿面接触强度设计

由设计公式进行计算，即

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(3—8)

式中K,---载荷系数；

绪,---齿轮分度圆直径；

0---齿宽系数；

u---齿轮传动比；

Z——弹性影响系数；

T--一齿轮所传递的扭矩

［同---材料许用应力。

a确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数K,=L3

②小齿轮所传递的扭矩

Ti=4.39.10，N.加

③由参考文献［3］第201页，表10—7两支撑相对小齿轮作不对称布

置，

故取①,=L0

④由参考文献［3］第198页，表10—6弹性影响系数，

取z<=189.8MPa

⑤由参考文献［3］第207页，表10—21d调质处理合金钢的b”.

查得小齿轮得接触疲劳强度极限er”一=1200MPa；

大齿轮的接触疲劳强度极限2=80。MPa

⑥计算应力循环系数

Nr60nt比卜

=60X1704X8X200X6

=9.82Xh(3——9)

N^nJL.

=60X1704X8X200X6

4.5

=2.18-IO”

式中n---转速；

j---同侧齿廓啮合次数；

L“---工作小时数。

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⑦由参考文献［3］第203页，图10T9灰铸铁接触疲劳寿命系数Ko

查得除改95；K〃;S97

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%。安全系数为S=1

=

1HNICTHlinI

=0.95X1200=1140MPa(3-10)

=

[1HN2O'

QS

=0.97X800=776MPa

b计算

①计算小齿轮分度圆直径4，代入［翔］中较小的数值

([>2.32(

"[GU

=2.32X1.3x4,39xlQ54.5+1,/189.8

—、入T776

=80.469mm

②计算圆周速度口

=兀d“ri】=4.85m/s(3—11)

60x1000

③计算齿宽）

方=%4=80.469mm

④计算齿宽与齿高之比%

模数：加=4/Z「4.47mm

齿高：=2.25m=2.25X4.47=10.06mm

%=80.469/10.06=8.0

⑤计算载荷系数

根据v=4.85m/s。7级精度.查参考文献［3］第192页，图10-8动载

系数K值

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得动载系数K=L14。

由参考文献［3］第190页，表10-2取使用系数K「2.0,7级精度.

由参考文献［3］第193页，表10-3

439000

及KAF\=X40.235(3—12)

b80.469

=539.2N.mm>100N.mm

查得1

小齿轮相对支撑非对称布置时：

12+0.18(1+0.6次2)0〃2+0.23X10%(3—13)

KH=1.

=1.12+0.18(1+0.6xl)xl+0.23x80.469x10?

=1.593

=1.593得K=1.46。故载荷系数

/ri八加AF”

(3-14)

kvku,kup

=2X1.14X1.1X1J)93

=3.995

⑥按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径。有

〃=乩・低=80.469义黑=11：2.25mm(3—15)

⑦计算模数

M=d/z=11^=6,,23(3—16)

18

4)按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为：

m2|2叮亿丫)(3—17)

式中k---载荷系数

f---齿宽系数；

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Z1-------齿轮齿数；

y---齿形系数；

Fa

---应力校正系数；

「---齿轮所传递的扭矩；

卜』一一弯曲疲劳强度极限。

a确定公式内的各计算数值：

①由参考文献［3］第204页，图10-20齿轮的弯曲疲劳强度极限

CTFE

查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限b