液壓挖掘機畢業(yè)設計說明書

1、青島農(nóng)業(yè)大學畢業(yè)論文(設計題目:液壓挖掘機工作機構設計與運動分析姓名:嘿嘿嘿學院:機電工程學院專業(yè):機械設計制造及其自動化班級:2008.03學號: 20082480指導教師:胡老師2012年6月18日畢業(yè)論文(設計誠信聲明本人聲明:所呈交的畢業(yè)論文(設計是在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果,論文中引用他人的文獻、數(shù)據(jù)、圖表、資料均已作明確標注,論文中的結論和成果為本人獨立完成,真實可靠,不包含他人成果及已獲得青島農(nóng)業(yè)大學或其他教育機構的學位或證書使用過的材料。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。論文(設計作者簽名:日期:年月日畢業(yè)論文(設計

2、版權使用授權書本畢業(yè)論文(設計作者同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文(設計的復印件和電子版,允許論文(設計被查閱和借閱。本人授權青島農(nóng)業(yè)大學可以將本畢業(yè)論文(設計全部或部分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索,可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本畢業(yè)論文(設計。本人離校后發(fā)表或使用該畢業(yè)論文(設計或與該論文(設計直接相關的學術論文或成果時,單位署名為青島農(nóng)業(yè)大學。論文(設計作者簽名:日期:年月日指導教師簽名:日期:年月日目錄摘要 (1Abstract (21緒論 (31.1本課題的目的和意義 (31.2國內(nèi)外液壓挖掘機的發(fā)展情況 (31.3設計概述 (42總體方案 (62.1設計任務

3、(62.2工作裝置設計原則 (62.3液壓挖掘機的總體結構 (62.4整體設計 (73工作裝置的設計 (103.1 工作裝置總體方案的選擇 (103.2工作裝置結構尺寸的確定 (144工作裝置液壓系統(tǒng)的設計 (184.1液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 (184.2液壓系統(tǒng)的確定 (215工作裝置的強度校核 (245.1挖掘力的計算 (245.2工況的選擇 (245.3力的計算 (255.4斗桿、動臂的強度校核 (296工作裝置零件建模與整機裝配 (346.1工作裝置零件建模 (346.2整機裝配 (367工作裝置運動分析 (377.1COSMOSMotion簡介 (377.2運動過程分析 (378結論

4、 (42參考文獻 (43致謝 (45有CAD圖紙,三維圖,運動仿真動畫,想要的可加QQ738510904,還送相關資料 液壓挖掘機工作機構設計與運動分析摘要液壓挖掘機是工程機械的重要產(chǎn)品之一,具有較高的技術含量。工作機構是液壓挖掘機的主要裝備,機構各鉸點以及其具體結構的設計將是決定工作機構性能水平的重要因素,決定了液壓挖掘機的工作性能,影響其最終使用性能的好壞,所以對液壓挖掘機工作機構的研究是十分有必要的。利用SolidWorks 軟件先建模后分析,可以大大縮短設計周期和設計工作量,能快速適應市場競爭的需求,有著重大的社會價值和經(jīng)濟價值。本次設計完成的主要任務有:1挖掘機工作機構類型的綜合分析

5、和選用;2液壓挖掘機工作裝置的結構設計和尺寸計算;3工作裝置部分的液壓系統(tǒng)設計;4對主要零部件進行力學分析和計算;5駕駛室、三組油缸、鏟斗、動臂、斗桿、搖桿的三維建模;6挖掘機整體建模與裝配設計;7挖掘機工作機構的運動分析。關鍵詞:液壓挖掘機;工作機構;液壓系統(tǒng);力學分析;運動分析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緒論1.1本課題的目的和意義液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土石方施工機械,在交通運輸、民用建筑、礦山開采和市政工程等場所得到廣泛應用,是各種土石方工程中非常常用的一種重要工程機械。主要用于建筑工程中拆除和開挖地基,水利工程中開挖坑槽和疏通河道,道路建設中道路平整和巖石破碎,市政建設中鋪設管道和破碎路面,現(xiàn)在一些新型挖掘機可以水下作業(yè)。由于施工環(huán)境有時比較惡劣,對挖掘機的技術性能要求比較高,所以液壓挖掘機的科技含量比較高,是工程機械中最重要的產(chǎn)品之一?？梢哉f液壓挖掘機的制造技術水平和生產(chǎn)能力反映了一個國家的工程機械的整體水平,不夸張的說也能反映這個國家的裝備制造業(yè)水平1。液壓挖掘機結構非常復雜,整

11、機的零部件高達3000多件,覆蓋機械、液壓、石油化工和電氣等行業(yè),其發(fā)展可以帶動這些產(chǎn)業(yè)的發(fā)展并且對國民經(jīng)濟的發(fā)展有重要影響。目前我國正處于經(jīng)濟建設的上升期,各地都在大興土木進行建設,并且隨著“十二五”計劃的開始,我國城鎮(zhèn)化建設在未來一段時間內(nèi)將駛上快車道,對于在土方施工以及工程建設方面起重要作用的挖掘機械產(chǎn)品,必將隨之保持著繁榮景象。挖掘機行業(yè)在未來幾年必會迅猛發(fā)展,現(xiàn)在能掌握這門技術就顯得更為有意義。1.2國內(nèi)外液壓挖掘機的發(fā)展情況1.2.1國內(nèi)液壓挖掘機的發(fā)展和現(xiàn)狀挖掘機的生產(chǎn)在我國開始的比較晚,在1954年撫順重型機器廠才仿照前蘇聯(lián)的機械式挖掘機W10012和W5012生產(chǎn)了我國第一臺

12、斗容量為1m3的機械式單斗挖掘機2,而液壓挖掘機到1967年才開始,這都遠遠落后于西方發(fā)達國家。最近幾年隨著改革開放的深入,液壓挖掘機在我國得到大力發(fā)展,許多液壓挖掘機生產(chǎn)廠商如雨后春筍般的出現(xiàn),并形成了一定的規(guī)模。目前,國內(nèi)挖掘機整體技術水平處于國際二十世紀八十年代末九十年代初水平,與國外先進技術的差距還十分明顯,許多關鍵技術都還沒能突破,尤其是液壓挖掘機更是任重而道遠這。近幾年,我國的挖掘機行業(yè)發(fā)展迅速,特別是中、小型液壓挖掘機的發(fā)展,現(xiàn)在都已形成系列。在這些生產(chǎn)企業(yè)中,以三一重工為首,玉柴重工、柳工、福田雷沃、山河智能等企業(yè)組成的中國挖掘機團隊已達到一定的規(guī)模和水平。但是我國至今仍然未能

13、開發(fā)出完全自主的液壓挖掘機,其關鍵技術還得依靠外國,國內(nèi)市場主要被外企占據(jù),即使那些比較有名的國產(chǎn)品牌還得需要與外企合作,沒有自主開發(fā)的產(chǎn)品?？偠灾?近幾年我國液壓挖掘機發(fā)展迅速,但要達到國際水平還任重道遠。1.2.2國外液壓挖掘機的發(fā)展和現(xiàn)狀在國外,挖掘機的最早雛形出現(xiàn)在十六世紀的意大利威尼斯,當時還是人力驅(qū)動主要用于運河的疏浚工程。到1836年出現(xiàn)了以蒸汽機驅(qū)動的“動力鏟”,它可以模擬人的掘土工作。到1899年人們開始將電動機應用到挖掘機上從而出現(xiàn)了電動挖掘機。第一次世界大戰(zhàn)后,人們開始將汽油機和柴油機用于挖掘機,這大大改善了挖掘機的使用性能和范圍,使得挖掘機得到大力發(fā)展。進入二十世紀,

14、由于液壓技術的應用,使得挖掘機得到質(zhì)的改變。20世紀40年代液壓技術開始應用于挖掘機,出現(xiàn)了半液壓傳動的挖掘機。到20世紀50年代研制出了全液壓傳動的挖掘機。盡管初期研制的液壓挖掘機的液壓技術不夠成熟,主要是是采用機床和飛機的液壓技術。其液壓元件的制造質(zhì)量也不夠穩(wěn)定,但是液壓技術的應用還是讓挖掘機得到了一次飛躍式發(fā)展。尤其是到了60年代,開始出現(xiàn)完全為挖掘機設計的液壓技術和液壓元件,液壓挖掘機正式進入了蓬勃發(fā)展的階段,隨著經(jīng)濟發(fā)展的加快,挖掘機制造廠商和品種增加迅速,挖掘機產(chǎn)量也迅猛增加3。到七十年代,液壓挖掘機已成為主流挖掘機產(chǎn)品,產(chǎn)量已占據(jù)絕大份額。到目前,液壓挖掘機幾乎已經(jīng)占領挖掘機市場

15、,特別是中、小型挖掘機。隨著液壓技術的進一步成熟以及計算機技術、自動化控制技術和機電一體化技術等的快速發(fā)展,國際上液壓挖掘機的生產(chǎn)和研制正在朝向更加節(jié)能高效化、小型化、多功能化和人性化的方向發(fā)展4。1.3設計概述本設計為液壓挖掘機工作機構設計。液壓挖掘機的類型較多,其工作裝置又可分為正鏟式和反鏟式。由于目前市場上中、小型挖掘機大多采用反鏟式,只有一些大型挖掘機和有特殊要求的挖掘機才采用正鏟式,所以本次設計的挖掘機類型為反鏟式單斗液壓挖掘機。本次設計的任務是設計一個標準斗容為0.92m3,挖掘級及以下土壤的液壓挖掘機。它屬于中型液壓挖掘機,主要設計挖掘機的工作裝置。2總體方案2.1設計任務分析挖

16、掘工作對工作機構的要求,然后進行挖掘機工作機構類型的綜合分析和選用并進行各主要零部件的尺寸設計,再進行工作裝置液壓系統(tǒng)的設計,在上面各零部件設計的基礎上,進行挖掘機的整體裝配設計和裝配干涉分析,再對各主要零部件進行強度計算檢驗設計的合理性,最后建立液壓挖掘機工作機構運動模型,并進行運動分析。2.2工作裝置設計原則本次設計的液壓挖掘機工作裝置為反鏟式,而要設計合理的反鏟裝置必須滿足以下要求:1、主要的工作尺寸和工作范圍能滿足使用要求,2、整機挖掘力的大小和分布情況應滿足使用標準,同時機器應具有一定的先進性。3、確定各個鉸點位置,各零部件的結構形式和截面尺寸形狀時應盡可能使受力狀態(tài)有利,并盡量減輕

17、各個結構的重量。4、工作裝置的液壓缸設計應考慮三化,采用系列參數(shù)。5、工作裝置的結構形式和布置要易于裝拆和維修,尤其是那些易損壞的零部件的更換。6、采取合理有效的方法來達到特殊使用要求5。2.3液壓挖掘機的總體結構液壓挖掘機的總體結構包括動力裝置、工作裝置、回轉機構、操縱機構、傳動系統(tǒng)、行走機構和輔助設備等6。其主要零部件名稱如圖2-1所示: 圖2-1液壓挖掘機的基本構造1.動臂缸2.斗桿缸3.鏟斗缸4.動臂5.斗桿6.鏟斗7.搖桿 8.連桿 9.駕駛室 10.上部機構 11.下部機構 12.行走機構2.4整體設計參照【2】P46,根據(jù)經(jīng)驗公式計算法估算出整機各部分尺寸和工作裝置尺寸。給定的設

18、計參數(shù):鏟斗斗容量q =0.92m 3。根據(jù)經(jīng)驗公式,估算整機質(zhì)量為G=2179+20147q=20.7噸。根據(jù)經(jīng)驗公式求各線性尺寸參數(shù):L i =li K 3G (m (2-1式中 K li 線向尺寸經(jīng)驗系數(shù),G 為整機質(zhì)量。參照【2】P47表1-3 機體尺寸和工作尺寸經(jīng)驗系數(shù)表 選取適當系數(shù)來計算各部分尺寸:1 轉臺底部離地高:0.4 1.098F L m =; 2 履帶長度: 1.38 3.789L L =; 3 軌 距:0.8 2.196B L m = 4 底架離地高:0.140.384Q L m =; 5 司機室總高: 1.00 2.746h L m = 6 臂鉸離地高:0.63 1

19、.730H L m = ; 7 臂鉸離回轉中心:0.42 1.153x L m =; 8 臂鉸與液壓缸鉸距:0.30.824e L m =; 9 臂長:標準臂尺寸系數(shù)范圍1.71.9, 推薦值1 1.8l K =。所以標準臂11 1.8 4.942l l K m =; 10 標準斗桿:推薦系數(shù)20.8l K =,220.8 2.197l l K m =; 11 鏟斗長度:推薦系數(shù)30.5l K =,330.5 1.373l l K m =; 1動臂轉角:004050-;2斗桿轉角:0060150;3鏟斗轉角:0080150;4最大挖掘半徑: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最大卸載高度: 1.55li K =,3max 4.256H m =;根據(jù)經(jīng)驗公式求工作裝置各部分的重量:i Gi G K G = (2-2式中 i G 各部分重量系數(shù);G 整機重量。根據(jù)【2】P48表1-4,可以估算整個工作裝置的重量0.1520.7 3.105i G =噸。再由P83表2-7確定工作裝置各部分的重量為:(單位:噸表2-1工作裝置各部分的重量G名稱重量(噸動臂 1.5斗桿0.8鏟斗0.83工作裝置的設計工作裝置的設計需根據(jù)要求確定其結構方案,進而

21、確定其各部件的尺寸以及鉸點位置,最后還應對其作業(yè)尺寸和工作臂的強度以及挖掘力的大小進行校核,確保其滿足要求。3.1 工作裝置總體方案的選擇工作裝置總體方案的選擇主要包括工作裝置總體結構的選擇,動臂、斗桿和鏟斗結構形式的選擇以及各個油缸鉸點的布置形式的選擇。3.1.1工作裝置的總體結構 圖3-1工作裝置總體結構圖1.斗桿油缸2.動臂3.液壓油管4.動臂油缸5.鏟斗6.斗齒7.側齒8.連桿9.搖桿10.鏟斗油缸11.斗桿3.1.2動臂、斗桿和鏟斗結構形式的選擇a.確定動臂的結構形式動臂是挖掘機工作裝置的主要部件,可分為整體式和組合式。整體式動臂結構簡單,重量輕而強度好具有良好的工作性能;組合式動臂

22、重量大,制造成本也高,現(xiàn)一般僅作為特殊配置使用。所以選用整體式動臂。整體式動臂又有整體直動臂和整體彎動臂這兩種。其中整體直動臂構造簡單、重量輕、容易生產(chǎn),主要用于懸掛式挖掘機,但不能獲得較大的挖掘深度,不適用于通用挖掘機;整體彎動臂是目前應用最廣泛的結構形式,可獲得較大的挖掘深度,但降低了卸土高度,這個正符合挖掘機反鏟作業(yè)的要求7。所以,本次設計選用整體彎動臂。b.確定斗桿的結構形式斗桿也有整體式和組合式這兩種形式。其中組合式不常用,大多數(shù)挖掘機都采用整體式,當需要調(diào)節(jié)斗桿長度或杠桿比時采用更換斗桿或設置24個鉸鏈孔的方法。因此也采用整體式。c.確定鏟斗的結構形式反鏟式挖掘機采用的鏟斗形式,其

23、形狀和尺寸參數(shù)的合理性選擇對挖掘機的作業(yè)效果往往有很大影響。挖掘機的作業(yè)工況各種各樣,只用一個鏟斗很難完成所有的工況作業(yè)。所以為了滿足不同工況的作業(yè)需求,并能盡可能的提高作業(yè)效率,在同一反鏟裝置上可配幾種甚至幾十種不同結構和容量的鏟斗,如圖3-2為本次設計所采用的反鏟斗常用鏟斗形式。 圖3-2鏟斗的常用形式1.齒座2.斗齒3.橡膠卡銷4.卡銷5.6.7.斗口板裝設斗齒可以增大鏟斗挖掘時所產(chǎn)生的壓力,從而增大切削力,使鏟斗更好的破碎或挖掘物料。鏟斗的斗齒大都采用裝配形式,其結構形式有螺栓連接式和橡膠卡銷式8如圖3-3(a和(b所示。 圖3-3斗齒連接方式(a 螺栓連接式(b 橡膠卡銷式經(jīng)比較(a

24、的結構構造簡單,強度和剛度都比較好,所以選擇(a安裝方式。3.1.3確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置a.動臂油缸的鉸點布置方式如圖3-4所示: 3-4幾種動臂油缸的布置方式其中,a和b比較常見,c和d不常見。a的特點是不會消弱動臂的結構強度,但會影響動臂的運動范圍,b則與之相反,并能產(chǎn)生較大的挖掘力,但要采用雙液壓缸形式?？紤]到本次設計的挖掘機需要較大的挖掘力,所以動臂油缸的布置方式選用b,使用雙油缸。b.斗桿油缸的鉸點布置斗桿油缸的布置方式如圖3-5所示: 圖3-5 斗桿油缸的布置方式C.鏟斗油缸的鉸點布置鏟斗與鏟斗液壓缸的連接形式有四連桿機構和六連桿機構這兩種,如圖3-6所示。其中四連桿

25、機構的連接方式是鏟斗直接鉸接于鏟斗液壓缸,特點是鏟斗轉角較小,但可以獲得較大的工作力矩;六連桿機構的連接方式是鏟斗通過連桿與鏟斗液壓缸鉸接,其特點是當液壓缸活塞桿行程相同時,鏟斗能夠得到較大的轉角從而來改善整個機構的傳動特性。 圖3-6鏟斗的連接方式圖3-7(a為直接連接,鏟斗、斗桿與鏟斗液壓缸組成四連桿機構。圖3-7(b中液壓缸通過一個搖桿和一個連桿與鏟斗相連,與斗桿組成六連桿機構。圖3-7(c 和(d 的鉸接形式相似相似,與(b 的區(qū)別在于前者液壓缸活塞桿鉸接于搖桿兩端之間。因為(b 形式能讓鏟斗獲得較大挖掘力,所以選用(b 圖所示的連接方式。3.2工作裝置結構尺寸的確定工作裝置的結構尺寸

26、主要包括鏟斗、斗桿和動臂的尺寸以及各鉸點的位置。3.2.1鏟斗參數(shù)的選擇 圖3-7 斗形示意圖斗容量q ,平均斗寬B ,轉斗挖掘半徑R 和轉斗挖掘裝滿轉角2(這里令max =四者之間有以下幾何關系:(見【2】P7321(2sin 22s q R B K -= (3-1 式中:S K 土壤松散系數(shù),近似值取1.35。因我國標準斗容q 指堆尖容量,所以裝滿系數(shù)可不再考慮。平均斗寬B 可根據(jù)【2】P75表2-6(反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍查得q=0.92m 3時,取B=1.25m 。又因為q 一定時W 1max 和E 隨著B 和R 的變大而減小。但B 和R 大到一定程度,綜合反應到2900以后W

27、 1max 和E 的減小減緩。顯然B 和R 無限增大會導致q=0,鏟斗變?yōu)槠桨濉Ｇ褺的增大使附加載荷引起的對工作裝置的扭矩和水平彎矩隨之增大,從而對工作裝置的結構強度和剛度的要求更高。全面考慮有關因素,可取2=9001000。如果21000 則W 1max 太大;如果2900,則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 鏟斗挖掘阻力,E 鏟斗挖掘時挖掘1m 3容積的土所耗費的能量稱為鏟斗挖掘能容量。鏟斗上兩個鏟點K 與Q 之間距離KQ l ,太大影響鏟斗機構傳動特性,太小則影響鏟斗結構剛度,一般取特性參數(shù)2k =KQ l /R =0.30.

28、38。當鏟斗轉角較大時,2k 取較小值。一般取1095115KQV = 。根據(jù)實際情況取2k =0.43,10100= 。即KQ l =2k R =0.431.36=0.5848m 。3.2.2動臂和斗桿尺寸的確定動臂與斗桿的長度比為K 1,當K 12時稱為長動臂短斗桿方案,當K 11.5時屬于短動臂長斗桿布置方案,K 1在1.52之間稱為中間比例方案9。對于沒有特殊要求的挖掘機,一般取中間比例方案,即取特性參數(shù)。K 1= 13l =1.52,這里取K 1=1.8。根據(jù)前面經(jīng)驗公式計算結果并參考現(xiàn)代ROBEX 215-7型液壓挖掘機的作業(yè)參數(shù),初步選取最大挖掘半徑R 1=9500mm ,據(jù)統(tǒng)計

29、,最大挖掘半徑R 1值一般于123l l l +的和很接近,因此在3l 和1K 值已定時可根據(jù)【2】P80經(jīng)驗公式計算: 11211R l l K -=+ (3-2 113l K l = (3-3式中: 1l 動臂長,即尺寸CF 長,mm ;2l 斗桿長,即尺寸FQ 長,mm ;3l 鏟斗尺寸QV ,即R ,mm ;R 1 最大挖掘半徑,mm 。由此計算得: 29500136029071 1.8l mm -=+, 初步選定22900l mm =; 1 1.829005220l mm =,初步選定15200l mm =。動臂的彎角1一般可取1=12001400,彎角大可增加挖掘深度,但降低了卸載

30、高度,太小則對強度不利,針對實際情況,可初步確定=1200。 圖 3-8 各鉸點位置到此,動臂和斗桿的基本長度和彎角已經(jīng)確定,其余各部分的具體參數(shù),可參照現(xiàn)代ROBEX 系列液壓挖掘機進行類比做仿形設計,并結合本次設計要求,運用SolidWorks 三維技術對工作裝置進行建模分析,優(yōu)化各鉸點的位置如圖3-8所示,進而得到各部分的尺寸如下表所示:表3-1 各部件鉸點的距離工作裝置組成距離(mm鏟斗QV=1630 KQ=590 HN=600HK=700斗桿FQ=2900FE=948FG=878QN=600GN=1867 EG=1429 GQ=2452EQ=3810動臂CF=5200CD=3405C

31、B=2495DF=2384BF=3256BD=10221120= 機體AC=488至此,工作裝置的基本尺寸和鉸點位置已全部確定。4工作裝置液壓系統(tǒng)的設計液壓挖掘機工作裝置的主要功能運動有以下幾個動作:動臂升降、斗桿收放和鏟斗裝卸10,如圖4-1所示。因為這幾個運動都是線性運動,所以選用液壓缸作為執(zhí)行元件。本次設計要求既要保證各個動作能夠獨立進行,也可以相互配合實現(xiàn)復合動作。 圖4-1 液壓挖掘機工作裝置的作業(yè)循環(huán)組成4.1液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定4.1.1 系統(tǒng)工作壓力的確定因為本次設計的液壓挖掘機整機重量小于30噸,所以本機最大挖掘阻力可由以下經(jīng)驗公式求出:f f F k G = (4-1式中

32、 f k 挖掘阻力系數(shù),推薦值0.5,G 整機重量(KN 。因此本機最大挖掘阻力0.520.79.8101.4f F KN =。根據(jù)表4-1、表4-2,并考慮到本液壓挖掘機的最大負載f F , 初選系統(tǒng)工作壓力為25P MPa =。表4-1按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力負載F/N工作壓力P/MPa5000 50000 57表4-2設備常用的工作壓力設備類型系統(tǒng)工作壓力MPa磨床0.82.0組合機床 3.05.0龍門刨床 2.08.0拉床8.010.0農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構10.016.0液壓機、中大型挖掘機、重型機械、起重機運輸機械16.032.04.1.2 液壓缸主要結構尺寸的

33、確定(1液壓缸工作行程的確定液壓缸的工作行程應滿足挖掘機的作業(yè)尺寸要求,即最大卸料高度、最大挖掘深度及最大挖掘高度。當動臂缸全伸、斗桿缸全縮、鏟斗處于豎直狀態(tài)時,工作裝置為最大卸料高度狀態(tài);當動臂剛全伸、斗桿缸和鏟斗缸全縮時,工作裝置為最大挖掘高度狀態(tài);當動臂缸全縮、斗桿和鏟斗都處于豎直狀態(tài)時,工作裝置為最大挖掘深度狀態(tài)11。通過SolidWorks建模,在滿足最大挖掘深度的前提下,動臂缸的長度L1min1700mm,在最大卸料高度位置時,動臂缸的長度L1max2800mm,所以L1=L1max-L1min=1100mm。根據(jù)機械設計手冊第四卷P17_257活塞行程系列表第三系列,初步選定動臂

34、缸的工作行程S1=1050mm。斗桿液壓缸應使斗桿有一定的擺角范圍,一般取100130,在最短時滿足最大卸料高度要求,在最長時不與動臂發(fā)生干涉,通過SolidWorks建模分析,得到L2min1900mm, L2max3139mm,結合液壓缸行程的標準系列值,初步選定工作行程S2=1200mm的液壓缸。鏟斗液壓缸應使得鏟斗有一定的擺角范圍,當鏟斗液壓缸全縮時,鏟斗與斗桿的夾角應大于10,鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回鉆時,應使得土壤不會從斗中撒落,在鏟斗整個轉動過程中,鏟斗缸與連桿之間避免發(fā)生死點,通過建模分析,得到鏟斗缸的長度范圍約為14002340mm ,因此初步選定S 3=950mm 的液壓缸

35、。在實際設計過程中,鉸點位置以及液壓缸行程很難一次確定,要通過反復修改,最終確定各結構尺寸和液壓缸行程。(2液壓缸的選用及行程校核本次設計液壓缸選用單桿式,并在工作時進行差動連接。此時液壓缸有桿腔工作面積A 2是無桿腔工作面積A 1的一半。根據(jù)下式:12(f F P A A =- (4-2d = (4-3 可求出液壓缸活塞桿直徑71.9d mm =,因此缸筒直徑101.7D =。 參照機械設計手冊第四卷P43-176表43.6-34(工程液壓缸的技術規(guī)格初步選取四個液壓缸的缸徑均為100mm ,活塞桿直徑為70mm 。各液壓缸的最短和最長尺寸如下表所示:表4-3 各液壓缸的尺寸名稱 全縮長度(

36、min 全伸長度(max 動臂缸 2500 3030斗桿缸 1900 3100鏟斗缸 1400 2350由此可知,動臂缸全伸,斗桿缸全縮,鏟斗豎直,此時卸料高度最大,通過CAD 建模如圖4-2所示,得H 1max =5150mm 4256mm ,所以滿足任務書要求。 圖4-2最大卸料高度模型同樣,為最大挖掘高度和最大挖掘深度狀態(tài),CAD建模得H2max=7340mm6178mm, H3max=6800mm5629mm,均滿足任務書要求。4.2液壓系統(tǒng)的確定本次設計采用的是雙泵雙回路系統(tǒng),即相關執(zhí)行元件分別構成兩個獨立的回路,其原理簡圖和系統(tǒng)特性如圖4-3所示。這種系統(tǒng)的最大特點是:不管各個回路

37、的組合方式怎樣,都能確保至少有兩個動作可以同時進行,能夠滿足挖掘機的作業(yè)要求12。此外,該系統(tǒng)還具有動作準確,操作簡便,功率利用合理等優(yōu)點,是目前中小型液壓挖掘普遍采用的一種液壓系統(tǒng)。 圖4-3雙泵雙回路系統(tǒng)的原理和系統(tǒng)特性4.2.1液壓元件的選用一個完整的液壓系統(tǒng)由動力元件、控制元件、執(zhí)行元件、輔助元件和工作介質(zhì)這五部分組成13。本次設計選用的液壓元件如下:動力元件液壓泵,由齒輪泵和柱塞泵組成。控制元件各種液壓閥,用來控制和調(diào)節(jié)液壓油的方向、流量和壓力。本次設計中壓力控制主要使用溢流閥,流量控制主要用節(jié)流閥和限速閥,方向控制主要用單向閥和換向閥。執(zhí)行元件四組液壓油缸。輔助元件將動力元件、控制

38、元件和執(zhí)行元件三部分連接成一個系統(tǒng),主要有油箱、管路、接頭、冷卻器、濾油器、蓄能器等。工作介質(zhì)普通液壓油,因工作壓力較高,所以要求黏度較大。4.2.2液壓系統(tǒng)基本回路設計a.限壓回路限壓回路用來限制液壓系統(tǒng)中的壓力,使它不超過限定值,主要是為了油路和各液壓元件。本次設計采用的是在各個液壓油缸的進油和回油路上成對的并聯(lián)溢流閥的方法來限制液壓油缸工作時所受的最大壓力,若超過限定值,此時溢流閥將打開進行壓力卸載,這樣就能保護液壓油缸和管路免受損壞。b.卸荷回路卸荷回路是指液壓挖掘機各個機構在不工作時,液壓泵盡量以最低消耗功率進行空轉,而不是溢油回油14。在設計時常常采用液壓泵以最低壓力進行空轉的卸荷

39、方式。按照回路的組合形式,有換向閥中位卸荷和穿越換向閥卸荷兩種方式。如下圖所示: a換向閥中位卸荷回路;b 穿越換向閥卸荷回路在本次設計中卸荷回路選用換向閥中位卸荷回路,采用三位四通換向閥,當換向閥中位時,進油口和回油口接通,工作油經(jīng)過各閥后,以最低壓力返回油箱。c.節(jié)流調(diào)速和節(jié)流限速回路節(jié)流調(diào)速就是利用節(jié)流閥的可變通流截面來改變流量,進行調(diào)速。按照節(jié)流閥的安裝位置,可分為進油節(jié)流調(diào)速和回油節(jié)流調(diào)速兩種15。限速是為了保證挖掘機作業(yè)安全。本次設計中選用回油節(jié)流調(diào)速方式,將單向節(jié)流閥安裝在各個液壓缸的回油路上。這樣可以將節(jié)流后發(fā)熱的油液直接送回油箱,不會影響執(zhí)行元件的滲漏,而且回油時有阻尼,回油

40、速度可以比較穩(wěn)定。4.2.3液壓系統(tǒng)原理圖本次設計的液壓系統(tǒng)原理圖見附圖YYWJJ01。5工作裝置的強度校核液壓挖掘機主工作裝置在作業(yè)時其各結構件的受力情況會隨著其位置的變化而不同,所以在這里僅計算在最不利工況情況下工作裝置的受力,進而對主要零部件進行強度校核。5.1挖掘力的計算液壓挖掘機反鏟裝置工作時既可用鏟斗液壓缸挖掘(簡稱轉斗挖掘,也可用斗桿液壓缸挖掘(簡稱斗桿挖掘,或作復合動作挖掘。一般認為當挖掘機的斗容量小于0.5m 3或在土質(zhì)松軟地作業(yè)時以轉斗挖掘為主,反之則以斗桿挖掘為主16。本次設計的挖掘機斗容為0.92m 3且要求挖掘土壤,所以本設計中以斗桿挖掘為主。在不同的位置挖掘阻力也不

41、同,這里僅選阻力最大的位置。根據(jù)【2】P71可知斗桿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 鏟斗容量;0斗桿挖掘時的切削半徑,由CAD 建?？芍?=4.05m ;0斗桿在挖掘過程中的總轉角,一般0=50 80 ,取0=75 ;K s 土壤松散系數(shù),1.261.37,取K s =1.37。當K 取最大值時得最大挖掘阻力,計算得:max W 阻=38KN 。5.2工況的選擇液壓挖掘機的工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗、連桿、搖桿和各種液壓缸組成。在對這些零部件進行強度校核前,首先應該確定工作裝置的最不利工況,即在這工況下對

42、某一零部件出現(xiàn)最大的應力,將這個工況作為校核該零部件的依據(jù)17。由于本次設計的挖掘機以斗桿挖掘為主,即斗桿挖掘力大于鏟斗挖掘力,所以應選取斗桿液壓缸挖掘作為計算工況。參考文獻【2】,本次設計采用以下位置(圖5-1進行計算:(1動臂位于動臂液壓缸對鉸點A 有最大力臂處;(2斗桿位于斗桿液壓缸作用力臂最大處;(3鏟斗位于能夠產(chǎn)生最大挖掘力的位置;該工況下工作裝置位置如圖5-1所示。圖中各參數(shù)如下(未注單位為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 = 圖5-1 最不利工況尺寸圖5.3力的計算在此工況下挖掘機工作裝置上的作用力僅有工作裝置各部分的自身重量(動臂重G 1、斗桿重G 2、鏟斗重G 3和作用于鏟斗齒上的挖掘阻力。各液壓油缸的工作狀態(tài)為:斗桿液壓缸液壓缸以主動力F 2工作,鏟斗液壓缸承受被動作用力F 3,動臂液壓缸承受閉鎖力F l 。各液壓缸所能產(chǎn)生的最大力按下式計算:24F A P D p = (5-2式中 D 液壓缸的缸徑mm ,p 液壓油作用力MP 。已知各液壓缸的缸徑均

44、為100mm ,系統(tǒng)壓力p=25MP ,因此各液壓缸所能產(chǎn)生的最大力為:212310025196.254F F F KN =將鏟斗作為獨立體,按對鉸點H 的力矩平衡方程0H M =,求出鏟斗液壓缸的挖掘力1W F 。241313471(W S S F G S F L S =+ 1600610(7.84590196.251630640=+ 71.69KN =將整個工作機構作為整體體,按對動臂底部鉸點A 的力矩平衡方程0A M = 求出鏟斗液壓缸的另一個挖掘力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=將斗桿作為獨立體,按對鉸點F 的力矩平衡方程=0F M 求出斗桿油缸在被動狀態(tài)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 =而斗桿液壓缸的閉鎖力2196.25F KN =,由22F F ,說明F W2的值不能夠?qū)崿F(xiàn)。計算時取22196.25F F KN =代入=0F M 計算得到29.53W F KN =。再將鏟斗取出作為獨立體,視連桿QM 為二力桿,其對鉸點M 作用力的方

46、向沿QM方向,按對鉸點H 的力矩平衡方程0H M =,可求出鉸點M 處受力F M 。143141(M W F F L G S S =- 1(71.6916307.84590610=- 184KN =由鏟斗在水平X 方向和豎直Y 方向上的合力分別平衡0HX F =和0HY F =,可求出鏟斗在鉸點H 處受到的水平力和豎直力。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 =根據(jù)鉸點Q 處的力平衡,可求得搖桿QG 對鉸點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 =將斗桿作為獨立體,根據(jù)斗桿的力平衡方程可以求得在鉸點F 處斗桿受到的水平力FX F 和豎直力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 =將整個工作裝置作為整體,按對鉸點A 的力矩平衡方程可求出動臂缸的作用力CB F ,再按力的平衡方程可求出動臂在鉸點A 處受到的水平力AX F 和豎直力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,各鉸點的受力均已求出。5.4斗桿、動臂的強度校核5.4.1 斗桿的強度校核斗桿為變截面箱形結構,用鋼板焊接而成,有時為了增強剛度還在內(nèi)部加隔板。根據(jù)機械設計手冊第一卷第三章,斗桿的材料選用Q345(即原先的16M

50、n ,其屈服極限345s MPa =。其特點是綜合機械性能好,尤其是低溫韌性、冷沖壓性能、焊接性能及切削性能方面18。應用廣泛,價格便宜。用于礦山、運輸、化工等各種機械特別是需要承受沖擊和動載的焊接結構。斗桿形狀復雜各個截面內(nèi)力的合成情況也較復雜,而且斗桿斷面的變化也較大,因此合成應力最大的危險斷面很難準確確定。一般要選取幾個斷面進行強度校核,如圖5-2,5-3所示。 圖5-2 斗桿危險截面 圖5-3 危險截面示意圖(單位:cm a .截面1的強度校核在該截面上的力有軸力125.1N K N=、剪切力83.3Q K N =、彎矩46.310x M N m=,43.210y M Nm = 截面面

51、積 2438A cm =截面對參數(shù)軸的靜矩 33732y S cm =,33828x S cm = 截面型心 8.52y C S Y cm A=,8.74xC S X cm A= 截面的慣性矩 2431794.6y C I A Y cm =,2433455.67x CI A X cm = 截面上的應力 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的強度校核在該截面上的力有軸力126.1N K N=、剪切力Q=150.3KN 、彎矩47.110x M N m=,44.310y M Nm = 截面面積 2500A cm =截面對參數(shù)軸的靜矩 324773y S cm =,312375x S cm = 截面型心 49.5y C S Y cm A=,24.7xC S X cm A= 截面的慣性矩 240.012y C I A Y m =,240.003x CI A X m = 截面上的應力 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的強度校核在該截面上的力有軸力337N KN =、剪切力63.7Q K N =、彎矩46.510x M N m=,45.210y M Nm = 截面面積 2567A cm =截面對參數(shù)軸的靜矩 326238y S cm =,316718x S cm = 截面型心 46.3y C S Y cm A=,29.5xC S X cm A= 截面的慣性矩 240.012y C I A Y m =,240.005x CI A X m = 截面上的

54、應力 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 =。 上述計算均按靜載進行分析,而實際工作中,斗桿要承受比較大的沖擊和振動載荷,并且變化不定。所以在計算時一般采用降低許用應力的辦法來考慮沖擊和動載的影響,即在強度校核時采用提高安全系數(shù)的辦法來解決19。因此許用應力為:sn=(5-3式中 s 鋼材的屈服極限, n 安全系數(shù),n =22.5。根據(jù)【2】P269表7-1(工作裝置結構件的安全系數(shù)這里取n 最大時,即n =2.5,所以3451382.5MPa =。經(jīng)校核計算三個危險截面的應力均小于最小許用應力。 所以,斗桿的強度滿足要求。 5.4.2 動臂的強度校核動臂材料仍采用Q345鋼板,厚度為15mm 。通過分析可知,在鉸點C 處動臂受的彎矩最大,而且此處有彎角,容易產(chǎn)生應力集中,所以該截面為危險截面。具體參數(shù)如圖5-4所示。 圖5-4