1、1緒論我國小型挖掘機市場發展速度非常可觀，是帶動我國工程機械行業特別是挖掘機行業發展的一股重要力量，也是推動我國挖掘機行業利潤增長的主要力量支撐，有著舉足輕重的地位。小型挖掘機以其小巧、靈活、多功能、高效的獨特優勢，日益成為土方工程應用的理想設備，用戶需求不斷擴大。國內外企業風起云涌地進入中國小型挖掘機市場，說明小型挖掘機行業經濟效益可觀，發展前景遠大。 挖掘機是工程機械領域中一種典型的土石方施工設備，在工業與民用建筑、道路建設、農田水利、油田礦山、市政工程、機場港口等部門的土石方施工中起到十分重要的作用。據統計，工程施工中約有60以上的土石方量是靠挖掘機械來完成的。1.1本課題設計（研究）的

2、目的通過畢業設計,使我們能夠掌握工程機械產品設計的基本方法、基本技巧和基本過程,熟悉計算機輔助設計和技術文件的寫作方法。掌握 0.1 立方米液壓挖掘機的底架結構設計以及主要零部件的設計計算。通過對底架結構的設計能夠對液壓挖掘機的整機性能和系統功能有較詳細的了解，在設計過程中能有自己的想法和創新，做到優化設計。掌握主要機構結構方案的確定及動力的確定。掌握平衡、穩定及其他總體特性的分析計算。此外，本課題設計是我們對以前基礎課程的一次回顧與再學習，能夠極大的提高我們實際動手能力。1.2小型液壓挖掘機的現狀與發展趨勢1.2.1國外現狀小型挖掘機（國外一般指整機質量在 6以下的液壓挖掘機，國內把 10

3、以下的液壓挖掘機都稱為小型挖掘機，以下簡稱小挖）的生產始于上世紀 70 年代。1985年以后，由于技術的進步，這種產品得到了迅速的發展，技術上日臻成熟、完善。目前，世界上專業批量生產小挖的著名企業有 20 多家，主要分布在日本、美國、歐洲等地。處于前列的有日本的小松、久保田、石川島、洋馬，美國的凱斯、山貓，德國的阿特拉斯、雪孚，英國的等公司。日本一個國家在上世紀 90 年代初小挖的產量曾達到創紀錄的 7 萬多臺，目前也在 4 萬臺以上，歐洲、美國等目前也各有 2 萬臺以上的產量。日本、西歐、美國等發達國家既是小挖的生產大國，也是小挖的使用大國。1.2.2國內現狀國內生產小挖的最著名企業是玉柴，

4、它的產品品種規格型號產量在國內都處于第一位。1989 年玉柴在天津工程機械研究所的幫助下開發、試制、生產 1.3 的小型液壓挖掘機，1980 年正式投產。產品以出口為主，現在已累計出口小挖達 2000多臺。去年該企業的年銷售量超過了 600 臺。處于第二位的企業是韓國在中國的合獨資企業大宇和現代二家，在國內產銷量均超過了 200 臺。隨著國內對小挖功用的認可，國內生產小挖的企業正在逐年增多，產量也在逐年增加，去年的產銷量超過了 1100 臺，預計到 2005 年國內小挖的年產量將達到 3 000臺以上。國內主要生產廠家及有關情況見表（不含在中國的合獨資企業）。1.2.3小型挖掘機的發展趨勢國外

5、小挖主要用于城市土建施工及一般住宅修整等工作，因此要求具有良好工作性能和回轉性能。最初的小挖為輪胎式帶左右偏轉液壓缸 不可作 360°回轉的簡易機型，有點像目前國內的農用小挖。由于輪胎式在軟地面的行走性和通過性差，后來逐漸被履帶式小挖所替代，而不帶全回轉機構的小挖挖掘范圍小、無法實現后部卸料，使用上受到了很大的限制。此后，國外在小挖上增加了上部回轉機構，解決了后部卸料等問題，提高了小挖的工作性能，形成了小挖的基本結構。后來，小挖在回轉半徑、后部視野、動臂仰角、機械性能等方面得到進一步改善，發展為現在的標準型。為了滿足在非常狹窄區域內工作，上世紀 80 年代中期后方小回轉型小挖首先在日

6、本開發成功，它的機體后部可以在車寬范圍內進行回轉，并利用動臂與平臺連接處的擺動機構可使工作裝置進行左右擺動，完成側向挖掘工作。后方小回轉型小挖的后部為圓型，外殼由三次曲面構成，因此視野開闊，具有良好的運輸性。目前，國外技術發展趨勢是：（1）大量采用機電液一體化技術，使小挖的操作重量更輕、作業效率更高；（2）通過采用后方小回轉結構，使小挖更適合在狹隘地帶工作；（3）在小挖上采用環保節能技術，使小挖的噪聲更低、排放控制得更好；（4）人性化設計技術大量采用，使操作更簡單，動作更平穩，維修更方便；（5）采用發熱量更小的系統，使小挖的發熱量減小，有利于減小機體的體積，使小挖的回轉半徑更小；（）強調對道路

7、的保護，在小挖上更普遍地采用橡膠履帶；（）加大了對整機穩定性研究的力度。國內企業在小挖的技術上普遍比國外要落后一到二代。目前處于生產標準型小挖階段。國內目前的技術發展趨勢是：（1）大量采用在中大型挖掘機上使用的先進技術，如三泵系統和負荷傳感系統，提高整機的技術性能，提高作業效率和操作的平穩性；（2）集中力量解決國產挖掘機質量不高的通病。通過大量采用國外原裝的液壓和電氣元器件，減少小挖的初期故障，提高整機的無故障作業時間；（3）通過全國大協作，解決裝飾外觀的美感問題。1.3設計研究的重點與難點在本課題的設計研究中,將采用組合型的挖掘機的底架,并對其進行強度校核。設計初，了解挖掘機的基本構造，及功

8、能，作用，特點等。對挖掘機整體性能參數進行詳細的設定，包括其基本參數（各部件重量，各部件質心坐標，功率等），穩定性能，工作裝置載荷情況。在對底架進行設計時，通過利用力學中的知識，分別對挖掘機在挖掘工況狀態下和回轉狀態下進行強度校核，而在挖掘工況下又分別有兩種不同的角度。在強度校核的過程中，假定 45 號鋼的最大彎曲應力和剪應力，分析每種情況下是否有超過此值的。如有，設計不合格，需重新對其進行設計，并校核。2 總體方案設計2.1 履帶式液壓挖掘機的組成液壓挖掘機主要由發動機、液壓系統、工作裝置、行走裝置和電氣控制等部分組成。液壓系統由液壓泵、控制閥、液壓缸、液壓馬達、管路、油箱等組成。電氣控制系

9、統包括監控盤、發動機控制系統、泵控制系統、各類傳感器、電磁閥等，如圖2.1。圖2.1 單斗反鏟液壓挖掘機1-柴油機；2-機罩；3-油泵；4-多路閥；5-郵箱；6-回轉減速器；7-回轉馬達；8-回轉接頭；9-駕駛室；10-動臂；11-動臂油缸；12-操縱臺；13-邊齒；14-斗齒；15-鏟斗；16-斗桿油缸；17-斗桿；18-鏟斗油缸；19-平衡重；20-轉臺；21-行走減速器；22-行走馬達；23-拖鏈輪；24-履帶；-工作室；-上部轉臺；-行走機構2.2 設計依據2.2.1 履帶式行走裝置的主要特點 牽引力大（通常每條履帶的牽引力達機重的3540%），接地比小(一般為4-15,轉彎半徑小，機

10、動靈活； 采用液壓傳動，能實現無極調速； 每條履帶各自有驅動的液壓馬達及減速裝置。 2.2.2 設計參數 機重 18T 標準斗容量 0.7 最大行走速度 3-5KM/h 發動機功率 80-100KW 爬坡能力不低于 40%2.3 總體設計原則進行液壓挖掘機的底盤總體設計時應該遵循以下原則： 滿足使用要求、滿足經濟性的要求、滿足勞動保護的要求、滿足工藝性要求、滿足機器的結構性能要求、某些零件、部件滿足耐磨性要求; 在不增高行走裝置總高度的前提下應使行走裝置具有較大的離地間隙，使挖掘機在不平地面上行走具有良好的通過性能，力求增強機器對各種運行條件和作業要求的適應性； 要降低挖掘機的接地比壓或具有較

11、大的支承面積，以提高挖掘機的穩定性。挖掘機在斜坡下行時不發生超速溜坡現象，挖掘時不發生下滑，提高工作時的安全可靠性； 挖掘機的行走裝置外型尺寸應符合道路運輸要求，外形美觀； 各個部件或總成的性能應相互協調、匹配，力求整體性能的一致和最優化，不可盲目追求某個局部的最佳性能，否則，可能造成整體性能惡化，或產生薄弱壞節； 正確地處理繼承與創新的辯證關系，采用成熟技術，通過深入的理論分析，進行必要的科學實驗，勇于創新。2.4 動力裝置的比較與選型履帶式挖掘機常用的動力源主要有三種：電動機、柴油機以及蒸汽機。每種動力源都具有其特點；（1） 交流與直流電機電動機（Motors）是把電能轉換成機械能的設備，

12、按使用電源不同分為直流電動機和交流電動機。他們也有各自的優缺點，各種電動機中應用最廣的是交流異步電動機（又稱感應電動機）。它使用方便、運行可靠、價格低廉、結構牢固，但功率因數較低，調速也較困難。大容量低轉速的動力機常用同步電動機。同步電動機不但功率因數高，而且轉速與負載大小無關，只決定于電網頻率，工作較穩定。但它有換向器，結構復雜，價格昂貴，維護困難，不適于惡劣環境。和交流電動機相比，直流電機的優點是調速性能好，調速范圍廣，易于平滑調節，起動自動轉矩大；易于快速起動、停車；易于控制。其缺點是：與異步電動機比較，直流電動機結構復雜，使用維護部方便，而且要用直流電源。（2） 柴油機柴油機是用柴油作

13、燃料的內燃機，屬于壓縮點火式發動機。柴油機具有熱效率高的顯著優點，經濟性優于汽油機，功率大，符合工程機械向大型化發展的趨勢。其應用范圍越來越廣。柴油機具有較好的燃油經濟性，使用成本低，在相同的續駛里程內，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到1 523，而汽油機一般控制在810；柴油機熱效率高達38，而汽油機為30；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。隨著強化程度的提高，柴油機單位功率的重量也顯著降低。為了節能，各國都在注重改善燃燒過程，研究燃用低質燃油和非石油制品燃料。此外，降低摩擦損失、廣泛采用廢氣渦輪增壓并提高增壓度、進一步輕量化、高速化、低油耗、低噪聲和低污染，都是柴油機的重要發展

14、方向。（3）蒸汽機蒸汽機是將蒸汽的能量轉換為機械功的往復式動力機械。蒸汽機有很大的歷史作用，它曾推動了機械工業甚至社會的發展。隨著它的發展而建立的熱力學和機構學為汽輪機和內燃機的發展奠定了基礎。但是蒸汽機離不開鍋爐，整個裝置既笨重又龐大；新蒸汽的壓力和溫度不能過高，排氣壓力不能過低，熱效率難以提高；它是一種往復式機器，慣性力限制了轉速的提高；工作過程是不連續的，蒸汽的流量受到限制，也就限制了功率的提高。逐漸為其他動力裝置所代替。綜上所述，液壓挖掘機常作業于野外，需要經常行走移動。由于柴油機作為動力裝置不受電源、電纜的限制，使得液壓挖掘機移動、行駛方便，故本設計采用了柴油機作為動力源。2.5 工

15、作裝置的比較與選擇工作裝置是直接完成挖掘任務的裝置，是液壓挖掘機的重要組成部分，它由動臂、斗桿、鏟斗等三部分鉸接而成。其動作接近于人的手腕運動，具有較大的挖掘和作業性能。動臂起落、斗桿伸縮和鏟斗轉動都用往復式雙作用液壓缸控制。為了適應各種不同施工作業的需要，液壓挖掘機可以裝配多種工作裝置，如挖掘、起重、裝載、平整、夾鉗、推土、沖擊錘等多種作業機具，如圖2.2。圖2.2 液壓挖掘機的多種工作裝置常見的液壓挖掘機的動作裝置的功用之一是做挖掘機工作，根據斗桿和動臂剛性連接可主要分為正鏟和反鏟兩種。2.5.1 反鏟工作裝置鉸接式反鏟是單斗液壓挖掘機最常用的結構型式，動臂、斗桿和鏟斗等主要部件彼此鉸接（

16、見圖2.3），在液壓缸的作用下各部件繞鉸接點擺動，完成挖掘、提升和卸土等動作。（1）動臂動臂是反鏟的主要部件，其結果有整體式和組合式兩種。 整體式 其優點是結構簡單，質量輕而剛度大。缺點是更換的工作裝置少，通用性較差。多用于長期作業條件相似的挖掘機上。整體式動臂又可分為直動臂和變動臂兩種。其中的直動臂結構簡單、質量輕、制造方便，主要用于懸掛式液壓挖掘機，它不能使挖掘機機獲得較大的挖掘深度，不適用于通用挖掘機；變動臂是目前應用最廣泛的結構型式，與同長度的直動臂相比，可以使挖掘機有較大的挖掘深度。但降低了卸土高度，這正符合挖掘機反鏟作業的要求。圖2.3 反鏟1斗桿油缸；2動臂；3油管；4動臂油缸；

17、5鏟斗；6斗齒；7側齒；8連桿；9搖桿；10鏟斗油缸；11斗桿 組合式動臂 如圖2.4所示，組合式動臂用輔助連桿或液壓缸3或螺栓連接而成。上、下動臂之間的夾角可用輔助連桿或液壓缸來調節，雖然使結構和操作(b圖2.4 組合式動臂1下動臂；2上動臂；3連桿或液壓缸復雜化，但在挖掘機作業中可隨時大幅度調整上、下臂之間的夾角，從而提高挖掘機的作業性能，尤其在用反鏟或抓斗挖掘窄而深的基坑時，容易得到較大距離的垂直挖掘軌跡，提高挖掘質量和生產率。組合式動臂的優點是，可以根據作業條件隨意調整挖掘機的作業尺寸和挖掘力，且調整時間短。此外，它的互換工作裝置多可滿足各種作業的需要，裝車運輸方便。其缺點是質量大，制

18、造成本高，一般用于中、小型挖掘機上。綜上比較，本設計選用組合式動臂。2. 反鏟斗反鏟斗用的鏟斗型式、尺寸與其作業對象有很大關系。為了滿足各種挖掘機作業的需要，在同一臺挖掘機上可配以多種結構型式的鏟斗，如圖2.5為反鏟常用鏟斗型式。鏟斗的斗齒采用裝配式，其形式有橡膠卡銷式和螺栓連接式，如圖2.6所示。圖2.5 反鏟常用鏟斗結構1齒座；2斗齒；3橡膠卡銷；4卡銷；5、6、7斗齒板圖2.6 斗齒安裝形式（a） 螺栓連接； （b）橡膠卡銷連接1 卡銷；2橡膠卡銷；3齒座；4斗齒2.5.2 正鏟工作裝置單斗液壓挖掘機的正鏟結構如圖2.7所示，主要有動臂2、動臂油缸1、鏟斗5、斗底油缸4等組成。鏟斗的斗底

19、利用液壓缸來開啟，斗6是鉸接在動臂的頂端，由雙作用的斗桿缸7使其轉動。斗桿油缸的一端鉸接在動臂上，另一端鉸接在斗桿上。其鉸接形式有兩種：一種是鉸接在斗桿的前端;另一種是鉸接在斗桿的尾端。動臂均為單桿式，頂端呈叉形，以便與斗桿鉸接。動臂有單節的和雙節的兩種。單節的動臂有長短兩種備品，可根據需要更換。雙節的動臂則由上、下兩節拼裝而成，根據裝點的不同，動臂的工作長度也不一樣。本設計根據設計要求，立足于反鏟，主要用于挖掘停機面以下的土壤，如挖掘溝壕、基坑等。其挖掘軌跡取決于各液壓缸的運動及組其合。反鏟挖掘機每一作業循環包括挖掘、會轉、卸料和返回等四個過程。其工作過程為：先放下動臂至挖掘位置，然后轉動斗

20、桿及鏟斗，向著挖掘機方向拉轉，當挖掘至裝滿鏟斗時，提升動臂使鏟斗離開土壤，邊提升邊回轉至卸載位置，轉斗卸出土壤，然后再回轉至工作面，準備下一循環的挖掘工作。因此經過上述比較，選擇組合式動臂反鏟裝置作為本設計的工作裝置。圖2.7 正鏟1動臂油缸；2動臂；3加長臂；4斗底油缸；5鏟斗；6斗桿；7斗桿油缸；8液壓軟管2.6 回轉機構的選擇按照轉臺的旋轉角度分為：完全回轉（360°）和不完全回轉（90°270°）。液壓挖掘機回轉支承裝置用于承載回轉平臺以上機體的重量并實現回轉運動。除了在懸掛式和伸縮臂式液壓挖掘機的上游采用半回轉的回轉機構外，現代液壓挖掘機的回轉機構普遍采

21、用了完全回轉的液壓傳動方式。合理的設計選擇回轉機構，對于提高生產率和能量利用率具有十分重要的意義。據此本設計采用完全回轉機構。2.7 傳動方式的比較與選擇動力裝置至驅動輪之間所有傳動部件的總稱為傳動系統。傳動系統的功用是把動力裝置輸出的功率傳遞給驅動輪，并改變動力裝置的輸出特性，以滿足對自行式工程機械車速和牽引力的要求。目前，工程機械的傳動系統有以下四種類型：機械傳動、液力機械傳動、電力傳動以及液壓傳動。每種傳動方式各有其特點、用途和適用的范圍。2.7.1 機械傳動所謂機械傳動是指傳動系統中采用剛性零部件傳遞動力的方式。它是通過齒輪、齒條、帶、鏈等機件傳遞動力和進行控制。工程機械中使用機械傳動

22、系統由來已久。機械傳動具有結構簡單、制造容易、工作可靠、重量輕、操作簡單、維護方便、價格低廉、傳動效率高、可以利用傳動系統運動零件的慣性進行作業等優點，同時，濕式離合器的普遍采用及發動機特性的改善（提高適應性系數）在某種程度上改進了機械傳動的某些缺點，因此，采用機械傳動的工程機械仍然占有相當的比例。但近年來在一些作業或行駛時阻力變化很大的機械中，日益廣泛地采用了液力機械傳動或者其他傳動方式。這是因為機械傳動存在許多缺點：（1） 在工作阻力急劇變化的工況下，發動機容易過載熄火。這就是要求司機有熟練的操作技巧；（2） 輪式機械在運輸工況時，由于行駛速度較高而行駛阻力較小，在換檔的動力中斷期間，機械

23、雖然減速但不至于停車。但是對于履帶式機械或在牽引工況下的輪式機械，由于行駛速度低、阻力大，在作業中換檔必然導致停車。為了能實現原地起步，并在一定的時間內加速到一定的速度，往往逼迫使用較低的檔位，即檔位的選擇不是根據作業時的工作阻力而是根據原地起步和加速的要求。因此，在作業時發動機的功率利用差，降低了生產率。另外，停車檔位還影響機械的通過性能；（3） 對于循環作業的機械，經常要前進、后退和改變車速，變換檔位頻繁，每次換檔都要分離主離合器，并用人力撥動換檔機構，司機勞動強度大；（4） 傳動系統零件受到的沖擊載荷大，發動機的振動直接傳到傳動系統的各個零件，而行駛阻力變化引起的沖擊又通過傳動系統影響發

24、動機，以此降低了發動機和傳動系統中各個零件的使用壽命。另外，發動機在急劇的變載荷下工作將降低其平均輸出功率；（5） 工作阻力的變化將直接影響發動機的工作，為了充分利用發動機的功率，需要增加變速器的檔位數，因而變速器結構變得復雜，并且增加了司機的換檔次數；（6）機械傳動不能進行無極調速，遠距離傳動比較困難。上述種種缺點在阻力變化劇烈及經常改變行駛方向的工況下表現得特別明顯。因此，機械傳動系統適宜于作業阻力比較穩定的連續作業的機械。2.7.2 液力機械傳動在上述機械傳動系統中串聯或并聯加入液力變矩器（或液力偶合器）后，使發動機輸出的動力通過液力變矩器（或液力偶合器）及機械傳動部件傳到驅動輪，這個系

25、統稱為液力機械傳動系統。它具有的主要優點是：（1）使工程機械具有自動適應載荷變化的特性；（2）簡化了機械的操縱；（3）提高了機械的使用壽命；（4）提高了機械的起步性能和通過性能；（5）提高了機械的舒適性；（6）簡化了維修工作。這種傳動方式能使機器隨作業阻力的變化，自動調整牽引力和速度，顯著改善牽引性能，提高了發動機功率，改善發動機的工況，提高作業效率，并能防止發動機過載，操縱也較為方便，所以在工程機械中應用較為廣泛。同時液力機械傳動也存在一些的缺點：傳動效率低，一般變矩器的最高效率只能達到0.82-0.92，在行駛阻力變化小而連續作業時，由于效率低而增加了燃油消耗量。液力機械傳動系統需要設置供

26、油系統，其液力元件加工精度要求高、價格貴，工作油容易泄漏，這使其結構復雜化，同時增加了運行成本。但因為液力機械傳動的優點突出，所以目前在工程機械中有著廣泛的應用。輪式機械廣泛采用了液力機械傳動。但在近年新型挖掘機中應用較少。2.7.3 電力傳動電力傳動是利用電力設備并調節電參數來傳遞動力和進行控制。采用發電機驅動發電機發電，通過電力驅動電動機，進而驅動行走機構與工作機構。工程機械中最常見的電力傳動系統是“電動輪”的形式，其基本原理是有發動機帶動直流發電機，然后用發電機輸出的電能驅動裝在車輪中的直流電動機，車輪和直流電動機（包括減速裝置）裝成一體稱為“電動輪”。這種傳動的主要優點是：（1）動力裝

27、置（柴油發電機）和車輪之間沒有剛性聯系，便于總體布置及維修；（2）變速操縱方便，可實現無極變速，因而在整個速度范圍內都可以充分利用發動機功率；（3）電動輪通用性強，可簡單地實現任意多驅動輪驅動的方式，以滿足不同機械對牽引性能和通過性能的要求；（4）可以采用電力控制，在長坡上行駛時可大大減輕車輪制動器的負荷，延長制動器的壽命；（5）能量傳遞方便，信號傳遞迅速，標準程度高，容易實現自動化。電力傳動存在的缺點是：運動平穩性差，易受外界負載的影響，慣性大，起動及轉向慢，受溫度、濕度、振動、腐蝕等環境因素影響較大。同時電力傳動價格高，需要牽拉電網，據統計比液力機械傳動成本約貴20%左右，自重大并消耗大量

28、的有色金屬，目前僅用于大功率的自卸載重汽車、鏟運機及礦用輪式裝載機等機械中。一般，當功率大于450KW時，采用電力傳動方式較為經濟。2.7.4 液壓傳動采用發動機驅動隨機的油泵站，再由液壓馬達驅動行走機構。該傳動方式取消了主離合器、變速箱、后橋等傳動部件，使工作裝置的操縱和整機驅動方式統一，可減輕機重、結構緊湊、總體布置簡單，原地轉向性能好，可實現牽引力和速度的無極調整，大大提高了牽引性能。與其它傳動方式相比，液壓傳動具有其獨特的優越性，表2.1中列舉了幾種傳動方式的主要特性的比較。表 2.1 幾種傳動方式的主要傳動特性比較特性及性能比較傳動方式功能與重量比轉矩與轉動慣量比響應速度可控性負載剛

29、度調速范圍機械傳動小小低差中等小電力傳動小小中等中等差中等液壓傳動大大高好大大液壓傳動的主要優點： （1）體積小、重量輕，例如同功率液壓馬達的重量只有電動機的1020%。因此慣性力較小，當突然過載或停車時，不會發生大的沖擊； （2）能在給定范圍內平穩的自動調節牽引速度，并可實現無極調速，且調速范圍最大可達1：2000(一般為1：100）； （3）換向容易，在不改變電機旋轉方向的情況下，可以較方便地實現工作機構旋轉和直線往復運動的轉換； （4）液壓泵和液壓馬達之間用油管連接，在空間布置上彼此不受嚴格限制； （5）由于采用油液為工作介質，元件相對運動表面間能自行潤滑，磨損小，使用長； （6）操縱控

30、制簡便，自動化程度高； （7）容易實現過載保護； （8液壓元件實現了標準化、系列化、通用化、便于設計、制造和使用。液壓傳動雖然有十分突出的有點，但也不能忽視其存在的缺點：（1）使用液壓傳動對維護的要求高，工作油要始終保持清潔；（2）對液壓元件制造精度要求高，工藝復雜，成本較高；（3）液壓元件維修較復雜，且需有較高的技術水平；（4）液壓傳動對油溫變化較敏感，這會影響它的工作穩定性。因此液壓傳動不宜在很高或很低的溫度下工作，一般工作溫度在-1560范圍內較合適。（5）液壓傳動在能量轉化的過程中，特別是在節流調速系統中，其壓力大，流量損失大，故系統傳動效率較低。經過以上分析比較，隨著液壓技術的不斷發

31、展完善，液壓傳動的應用日益廣泛。鑒于本機械產品的實際要求，在充分考慮其實現可行性和經濟性的基礎上本產品設計中采用液壓傳動系統。2.8 行走方式的比較與選擇挖掘機根據不同的行走系可分為輪胎式、履帶式等。相對履帶式而言，輪胎式行走裝置在挖掘機中用得不多，但已成為工程機械的發展趨勢之一。主要優點是：具有運行速度高，運行性能好，機動性能好，利于減輕機器重量，工作點轉移方便、迅速、作業輔助工作時間段、生產效率高及本身效率高等優點。但輪胎式挖掘機對路面要求高，由于履帶式挖掘機的附著力大，能達到輪胎式的1.5倍，通過性好，接地比壓小，適宜在松軟地段和濕地作業，抗磨損性能好，可在碎石地段、地形起伏較大的惡劣條

32、件下作業，爬地能力強，宜在山區作業。履帶式行走系比之輪胎式有以下特點：（1）履帶式挖掘機的驅動輪只卷繞履帶而不在地面滾動，機器全重經支重輪壓在多片履帶板上，全部重量都是附著重量（這相當于全輪驅動的輪式機器），加上履帶支承面上同時抓地的履齒較輪式機器同時抓地的胎面花紋多得多，所以履帶式機器的牽引附著性能要好得多。（2）與同馬力的輪胎式機器相比，由于履帶支承面大，接地比壓小（一般小于0.1MPa），所以在松軟土壤上的下陷深度小，因而滾動阻力小，有利于發揮較大的牽引力。（3）履帶銷子，銷套等運動副使用中要磨損，要有張緊裝置調節履帶張緊度，它兼起一定的緩沖作用。導向輪既是張緊裝置的一個組成部分，也是引

33、導履帶正確卷繞。但不能偏轉，不能引導機器轉向。（4）履帶式行走系重量大，運動慣性大，緩沖減振作用小。結構中最好有某些彈性元件。（5）履帶式行走系結構復雜，金屬消耗多，磨損嚴重，維修量大，運行速度受限制。履帶式行走裝置是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。履帶行走裝置的主要優點是：具有較大的牽引力和較低的接地比壓（40150KPa）；穩定性好；具有良好的越野性和爬坡能力（坡度達50%100%）；轉彎半徑小、機動靈活。但履帶式行走裝置的運行速度較低，一般在0.56km/h的范圍內。現代中小型液壓挖掘機多采用雙速行走馬達，行走速度可在03.5km/h和05.5km/h之間切換。目前，液壓挖掘機的履帶行走裝

34、置，除特殊用途外，均由專用底盤向通用底盤發展，不同廠家的底盤結構形式有趨同化的趨勢。綜上比較，考慮到挖掘機一般在野外作業，工作載荷變化大，作業環境惡劣，技術保養條件差；而履帶式行走裝置又是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。因此本設計采用了履帶式行走裝置。經過上述總體方案的選型設計，最終確定行走裝置的動力路線為： 柴油機液壓泵控制閥液壓馬達制動器減速器驅動輪履帶3 整機性能參數的確定與計算3.1主要性能參數斗容量 0.1M 3整機使用質量（含配重）2900kg其中： 上1990kg下車910kg表 3-1 結構質量分配及其質心坐標（坐標原點為回轉軸線接地點 ）：名 稱質量質心坐標XYZ地盤總成384

35、0-52226下支承底架35000300推土鏟（含油缸）12401040240偏擺支架420750650偏擺支座100590690回轉支承5200520回轉平臺2890-400680操作閥及箱4503301100轉臺油馬達與回轉接頭105-150-150780電瓶32-540-2601210座椅及底架59-240-2801080液壓油箱（含液壓油）130505-3251110柴油箱（含柴油）63500-9901240發動機（含三聯泵）300-90-950930液壓油冷卻器50-240-300880配重3840-1300780駕駛員與駕駛室350-240-2801100注：挖掘機工作裝置總質量為

36、 492kg，其質心坐標隨工作狀態而變化，未列入此表。柴油機 型號 JC480額定功率 22.4kw/2400rpm29.4kw/2900rpm行駛速度范圍：低速范圍 V I=02.32km/h高速范圍 V II =03.84km/h最大爬坡角（第 I 速度范圍） 30°軌距 1150mm每側履帶接地尺寸（長 x 寬） 1500x350mm驅動輪動力半徑 R k=173mm運輸工況外形尺寸（長 x 寬 x 高） 3200x1500x2500mm液壓系統參數：行走液壓系統額定油壓 16MPa流量 20L/min空載時系統背壓 1.5MPa挖掘工作裝置液壓控制系統額定油壓 16MPa流量

37、 20L/min液壓回轉裝置控制系統液壓馬達型號 INM05-200額定油壓 16MPa流量 8L/min轉速范圍 0100rpm最大工作壓力 25MPa最大輸出扭矩 2900N.m額定輸出扭矩 1500N.m靜制動力矩 3000N.m驅動小齒輪齒數 12回轉支承內齒圈齒數 963.2 牽引性能參數計算1、行駛阻力計算：（1）行駛滾動阻力 Pf=fG scos=0.09×29×0.866=2.26 （3-1）式中：f滾動阻力系數，以典型的干土路（堅實土路或野路）為行駛計算工況，取 f=0.09G s挖掘機使用重量。最大爬坡度。（2）坡道阻力 PP=G ssin=29

38、5;0.5=14.5 kN （3-2）（3） 加速慣性阻力 Pj采用全液壓驅動的履帶式挖掘機，其行駛加速慣性阻力主要由整機平移加速慣性和履帶行走裝置“四輪一帶”的回轉加速慣性引起。該機采用由橡膠抗拉鋼絲硫化而成的輕質履帶，其慣性阻力較金屬履帶小。 （3-3）式中，o質量修正系數 （3-4）W兩側橡膠履帶自重g重力加速度，g=9.8 m/s 2J i行走裝置某回轉輪的轉動慣量r i相應回轉輪的滾動半徑挖掘機的平移加速度根據統計規律取o=1.2 （3-5）則 （3-6）（4）迎風阻力 Pw因該機最高行駛速度有 3.84Km/h,屬低速行駛施工機械，其迎風阻力 Pw 可忽略不計。該機運輸工況總行駛阻

39、力為 PP=Pf +Pj+P=2.26+14.5+0.0355=16.796 kN （3-7）2、牽引力計算該機具有低速和高速兩個行駛速度范圍，可分別計算出低速和高速運行時挖掘機的最大牽引力。（1）、低速和高速運行時，驅動輪的轉速（即行走油馬達轉速）計算：高速運行時驅動輪的轉速 N k （3-8）式中 V高速范圍最高行駛速度。同理，得低速運行時驅動輪的轉速 Nk=35.57Km/h。 （3-9）（2） 油馬達排量 q: 低速運行時油馬達的排量 qi （3-10）式中，Q油泵輸出流量，Q=20L/minv 油泵輸出后的容積效率， v =0.90高速運行時，油馬達的排量 q II （3-11）(3

40、 油馬達的最大輸出扭矩 M Kmax根據油馬達獲得的液壓能轉換為機械能的原理，推導出油馬達最大輸出扭矩的計算分式為： （3-12）式中， p 油馬達最大進口壓力差，即最大工作壓力減去背壓力，q油馬達排量，L/r（驅動輪油馬達最大進口壓力為 25MPa ，系統背壓為 1.5MPa ）低速運行時油馬達的最大輸出扭矩M Kimax =159×10-6×(2.5-1.5×106 ×0.506 =1891NM （3-13）高速運行時油馬達的最大輸出扭矩M KIImax =159×10-6×(2.5-1.5×106 ×0.30

41、6=1143NM （3-14）(4）、低速和高速運行時挖掘機的最大牽引力低速運行時最大牽引力 （3-15）3、附著力計算以干土路為路面行駛計算工況，附著力P=·Gs·Cos=0.9×29×0.866=22.6 kN（3-16）式中 附著系數，取=0.9坡角，=300牽引力平衡計算結果分析：該機在最大爬坡度（=300）工況加速行駛時，應采用低速檔運行，其牽引力大于行駛總阻力，即 PkI>P，可同時滿足附著條件和行駛動力條件的要求，但采用高速檔運行時則不宜爬陡坡，坡度過大，牽引力明顯不足。通過計算，采用高速檔行駛，其爬坡角不宜超過 180(即180。當

42、=180 時，其坡道阻力P=Gs Sin180=29×0.309=8.961kN （3-17）行駛總阻力 P =P+Pf+ Pj=2.26+8.961+0.0355=11.257kN （3-18）在 180 坡角范圍內，采用高速檔運行，也可滿足附著條件和動力條件的行駛要求。3.3 穩定性計算單斗液壓挖掘機的挖掘工作裝置具有懸臂作業的特點，在其自重和外載荷的作用下，必將產生較大翻傾力矩，影響整機作業和行駛的穩定性。穩定性計算包括卸載穩定性、挖掘作業穩定性和行駛穩定性三類不同工況的穩定性計算。計算時，應分別考慮坡度，風載和慣性力等因素的影響。其中，坡度角通常取10120 ,風載取 q=2

43、50N/。3.3.1 卸載穩定性計算計算工況：鏟斗處于最大卸載半徑，鏟斗滿負荷，地面下傾角=120，采用橫向卸載工況（因橫向支承寬度小，穩定性較縱向卸載穩定性差）計算卸載穩定性。穩定性評定指標為穩定系數 K，K=M1/M 2式中，M 1穩定力矩；M2傾復力矩卸載時，當 K1 時，挖掘機則處于穩定安全狀態。卸載穩定性計算工況如圖 31 所示圖 31 卸載穩定性計算工況圖中，A 點挖掘機傾翻邊緣作用點g1 滿負荷鏟斗重（含土方） 1=0.255T，g2 斗桿及鏟斗油缸重力，g 2=0.078Tg3 動臂及動臂油缸和斗桿油缸重力，g 3=0.159Tg4 轉臺（含配重）重力，g 4=1.498Tg5

44、 下車重力，g 5=0.91TL 1L 5分別為 g1g5 對坡面垂直分力至傾翻邊緣作用點 A 的距離L1 =2.493mL2=2.093mL3 =1.45mL4 =1.154mL5 =0.575mhw 風載荷作用點至地面的高度，取 h w=1.2 m卸載坡角，取=120穩定力矩 M 1 為：M 1=g4CosL 4+ g5CosL 5=2.218 Tm （3-19）翻傾力矩 M 2 為：M 2=g1CosL 1+ g 2CosL2 +g3CosL3 +Whw=1.074 Tm （3-20）計算結果證明：穩定系數 K=，在橫坡（=120）上進行卸載作業，卸載穩定性好，卸載安全。3.3.2 工作

45、穩定性計算挖掘機在挖掘作業過程中，當工作臂鏟斗內土方和挖掘阻力形成向前翻傾力矩時，有可能造成整機失穩，必須進行工作穩定性計算。挖掘作業穩定性計算應取典型的挖掘工況作為計算工況：即挖掘機采用縱向挖掘作業，斗桿垂直于地面，斗齒尖置于停機面以下 H 深處（取 H=0.5m）,采用鏟斗油缸挖掘，切向挖掘阻力 W1 垂直于停機面，計算工況見圖 32。圖 3- 2 挖掘機工作穩定性計算工況挖掘作業時，傾翻邊緣作用點為著地履帶前邊緣 A 點，其穩定性系數 K 應1。圖中，G 1動臂油缸重力，G 1=0.02TG 2動臂重力，G 2=0.1TG 3斗桿油缸重力，G 3=0.039TG 4鏟斗油缸重力，G 4=

46、0.031TG 5斗桿重力，G 5=0.047TG 6鏟斗滿負荷（含土）重力，G 6=0.255TG 7下支承底架重力，G 7=0.35TG 8行走底盤總成，G 8=0.384TG 9推土鏟及油缸重力，G 9=0.124TG 0轉臺上部結構使用重力（不含工作裝置），G 0=1.498TW1 采用鏟斗油缸挖掘時，齒尖切向挖掘阻力，W1=1.168TW2 采用鏟斗油缸挖掘時，齒尖法向挖掘阻力，W2=0.77Tr or9分別為 G 0、G 1G9 至挖掘機回轉中心軸線的距離 m其中：r 0 =0.579mr 1 =1.19mr 2 =1.83mr 4 =3.3mr 5 =3.2mr 6 =2.9mr

47、 7 =0r 8 =0.052mr 9 =1.04mr A =0.75m; hw =1.2m; h=0.5m R=2.5mW風載，W=qF=0.025T/×2 =0.05T其中：r A履帶著地前邊緣 A 點至回轉中心線距離；hw 風載作用點離地面高度；H鏟斗齒尖至地面深度；RW1 距挖掘機回轉中心線距離。由圖 22 可知，穩定力矩 M 1 和翻傾力矩 M 2 可分別由下式求出：M 1 =G7 rA +G 8 (r A r8 +G 0 (r0 +rA+G 9 (r9 r A +W 9 H=3.128 TmM 2 =G1 (r1 r A +G 2 (r2 +rA +G 3 (r 3 rA

48、 + G4 (r4 r A +G5 (r5 -rA+G6 (r6 rA +W1 (r6 rA +Whw=2.997 Tm （3-21）計算結果表明：該機挖掘作業時的工作穩定安全。3.3.3 行駛穩定性計算履帶式挖掘機的行駛穩定性主要考慮坡道縱向行駛穩定性，包括上坡起步行駛穩定性和下坡制動時的行駛穩定性。挖掘機的運行工況要求穩定系數 K1.2。1、爬坡行駛穩定性計算：履帶式單斗反鏟挖掘機爬坡工況受力如圖 23 所示挖掘機爬坡運行穩定性計算工況為：動臂放低，斗桿油缸和鏟斗油缸伸出，鏟斗處于轉斗狀態。運行時應考慮迎風阻力和起動時的慣性阻力等。爬坡角取=250爬坡時，起動慣性阻力為 Pj： （3-22

49、）式中：Gs挖掘機的使用重量，Gs=2.9Tg重力加速度，g=9.8m/s 2v挖掘機爬坡時的最大行駛速度，v=2.32Km/ht起動時間，通常取 t=1.5sec （3-23）圖 33 挖掘機爬坡工況受力圖由圖 33 可知：挖掘機爬坡運行時，其翻傾邊緣作用點應為著地履帶后支點 A，其穩定力矩 M1 和傾復力矩 M2 可分別由下式計算求出：式中：g1 鏟斗重力，g 1=0.085Tg2 斗桿重力，g 2=0.047Tg3 動臂重力，g 3=0.1Tg4 轉臺上部（不含工作裝置和配重）的結構使用重力，g 4=1.285Tg5 行走底盤重力，g 5=0.384Tg7 下支承底架重力，g 7=0.3

50、5TL1、L2、L3、L 4、L5、L7分別為 g1、 g2、g3、 g4、 g5 、 g7 至傾覆邊緣 A 點的力臂。L1=2.809m, L2 =3.171m, L3=2.129m, L4=0.317m , L5=0.727m, L7=0.679m計算得：M 1=1.525 TmM 2= g 6L 6+Whw +Pjhp式中：g6 配重的重力，g6=0.216TW風載，W=0.05TPj起動慣性阻力，Pj=0.0127TL6配重重力至傾復邊緣 A 點的力臂，L6=0.607mHw風載作用點離坡面高度，Hw=1.2mHp整機重心高度，Hp =0.78m計算得 M 2=0.213 TmK>

51、;1.2 上坡行駛穩定安全2、下坡制動工況行駛穩定性計算：挖掘機下坡（坡角=250）制動行駛時，其鏟斗油缸應全縮，且斗桿垂直于坡面，動臂抬至鏟斗斗齒離坡面 0.5m 高度作為穩定性計算工況。計算時，還應考慮機尾的風載作用和制動慣性力對穩定性的影響。下坡制動工況受力情況如圖 34 所示圖 3-4下坡制動工況受力圖圖中：g1 鏟斗重力，g1=0.085Tg2 斗桿重力，g2=0.047Tg3 動臂重力，g3=0.1Tg4 轉臺上部（不含工作裝置和配重）的結構使用重力，g4=1.285Tg5 行走底盤的重力，g5=0.384Tg6 配重重力，g6=0.213Tg7 下支承底架重力，g7=0.35TW

52、 風載，W=0.05TPj制動慣性力。設下坡行駛速度為 V=2.32Km/h,制動時間 t=1.5s,則 Pj=0.0127TL1L7分別為鏟斗、斗桿、動臂、轉臺上部、行走底盤、配重和下支承底架的重力著地履帶前邊緣作用點 A 的力臂。其中：L1=2.558m； L2=2.117m； L3 =1.407m； L4=1.042m；L5=0.632m； L6=1.857mL7=0.679m；hp=0.78m；hw =1.2m下坡制動工況的穩定力矩 M1 和傾復力矩 M2 分別由下式求得：M1 = g4L4 + g5L5 +g6L 6 + g7L 7 =2.215Tm (3-23M2 = g1L1 +

53、 g2L2 +g3L 3 + Whw+ Pjhp =0.6Tm穩定系數 K= M1/M2 >1.2計算結果證明： 下坡制動行駛工況穩定安全。3.4發動機功率平衡計算3.4.1挖掘機作業功率平衡該機采用定量三聯泵，分別驅動挖掘工作裝置，行走油馬達和轉臺回轉油馬達。挖掘作業時，發動機的功率消耗形式為：工作裝置油泵滿足負荷工作耗用功率、行走油泵空載耗用功率、轉臺回轉油泵空載耗用功率。即N挖=N工+N'轉+N'行式中：N 挖挖掘機在挖掘作業工況所耗用發動機的總功率，KwN 工挖掘工作裝置油泵滿足負荷工作時所耗用的功率，KwN'轉轉臺回轉油泵空載耗用功率，KwN'行

54、行走油泵空載耗用功率，Kw （3-24）P系統工作壓力，KPaQ工工作裝置油泵流量，L/min;油泵總效率，柱塞泵取 =0.90 （3-25）P' 系統空載油壓，Kpa; P' =1500KpaQ 轉轉臺回轉油壓泵流量，L/min; Q 轉=8L/min （3-26）Q 行 行走油泵流量，L/min, Q行 =20L/min挖掘機在挖掘作業時的總耗用功率為：N挖 = NI + N轉 + N'行 =6.704 K w該機柴油機的額定功率為 22.4KW/2400 rpm ,完全可以滿足挖掘作業時耗用的功率。3.4.2 牽引功率平衡挖掘機處于運輸工況時，發動機功率的功率消耗

55、形式為：行走油泵滿足牽引耗用功率，轉臺回轉油泵空載耗用功率。該機采用全液壓驅動，具有高低兩檔無級調速范圍。由前面“2.2 牽引性能參數的計算”可知：當挖掘機在最大坡道上（max=300）行駛時，應采用低檔調速范圍，其最高行駛速度為 VLmax =2.32km/h。而選用高檔調速范圍行駛，其坡道應控制在180 范圍內，其最高行駛速度為 V Hmax =3.84km/h。采用低檔和高檔在兩種不同坡道上行駛時，其耗用發動機功率分別計算如下：采用低檔調速范圍爬最大坡角時（=300）所耗用的牽引功率為 N LN L = N行L + N+ N'轉I式中， N行L 以低檔調速范圍的最高行駛速度運行時，行走油泵所耗用的牽引功率,k