[鍵入文字]第1章緒論1.1研究背景1.1.1挖掘機概述挖掘機，又稱挖掘機械，是用鏟斗挖掘高于或低于承機面的物料，并裝入運輸車輛或卸至堆料場的土方機械。挖掘的物料主要是土壤、煤、泥沙以及經過預松后的土壤和巖石。從近幾年工程機械的發展來看，挖掘機的發展相對較快，而挖掘機作為工程建設中最主要的工程機械機型之一，其正確的選型也就顯得更為重要。常見的挖掘機結構包括，動力裝置，工作裝置，回轉機構，操縱機構，傳動機構，行走機構和輔助設施等。從外觀上看，挖掘機由工作裝置，上部轉臺，行走機構三部分組成。根據其構造和用途可以區分為：履帶式、輪胎式、步履式、全液壓、半液壓、全回轉、非全回轉、通用型、專用型、鉸接式、伸縮臂式等多種類型。工作裝置是直接完成挖掘任務的裝置。它由動臂、斗桿、鏟斗等三部分鉸接而成。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，挖掘機可以配裝多種工作裝置，如挖掘、起重、裝載、平整、夾鉗、推土、沖擊錘等多種作業機具。回轉與行走裝置是液壓挖掘機的機體，轉臺上部設有動力裝置和傳動系統。發動機是挖掘機的動力源，大多采用柴油要在方便的場地，也可改用電動機。傳動機構通過液壓泵將發動機的動力傳遞給液壓馬達、液壓缸等執行元件，推動工作裝置動作，從而完成各種作業。1.1.2挖掘機的分類1.按驅動方式有內燃機驅動挖掘機和電力驅動挖掘機兩種。其中電動挖掘機主要應用在高原缺氧與地下礦井和其它一些易燃易爆的場所。2.按照行走方式的不同，挖掘機可分為履帶式挖掘機和輪式挖掘機。3.按照傳動方式的不同，挖掘機可分為液壓挖掘機和機械挖掘機。機械挖掘機主要用在一些大型礦山上。4.按照用途來分，挖掘機又可以分為通用挖掘機，礦用挖掘機，船用挖掘機，特種挖掘機等不同的類別。5.按照鏟斗來分，挖掘機又可以分為正鏟挖掘機、反鏟挖掘機拉鏟挖掘機和抓鏟挖掘機。正鏟挖掘機多用于挖掘地表以上的物料，反鏟挖掘機多用于挖掘地表以下的物料。本課題主要研究液壓反鏟斗式挖掘機，反鏟式是我們見過最常見的，向后向下，強制切土。可以用于停機作業面以下的挖掘，基本作業方式有：溝端挖掘、溝側挖掘、直線挖掘、曲線挖掘、保持一定角度挖掘、超深溝挖掘和溝坡挖掘等。圖1.1液壓反鏟斗市挖掘機工作裝置的組成1.2國內外挖掘機發展歷史及現狀第一臺手動挖掘機問世至今已有130多年的歷史，期間經歷了由蒸汽驅動半回轉挖掘機到電力驅動和內燃機驅動全回轉挖掘機，應用機電液一體化技術的全自動液壓挖掘機的逐步發展過程。由于液壓技術的應用，20世紀40年代有了在拖拉機上配裝液壓反鏟的懸掛式挖掘機，`20世紀50年代初期和中期相繼研制出拖式全回轉液壓挖掘機和履帶式全液壓挖掘機，初期試制的液壓挖掘機是采用飛機和機床的液壓技術，缺少適用于挖掘機各種工況的液壓元件，制造質量不夠穩定，配套件也不齊全。從20世紀60年代起，液壓挖掘機進入推廣和蓬勃發展階段，各國挖掘機制造廠和品種增加很快，產量猛增。1968～1970年間，液壓挖掘機產量已占挖掘機總產量的83%，目前已接近100%。工業發達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等是斗容量3.5-40m3單斗液壓挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘機。例如，美國馬利昂公司生產的斗容量50-150m3的剝離用挖掘機，斗容量132m3的步行式拉鏟挖掘機；B-E(布比賽路斯一伊利)公司生產的斗容量168.2m3的步行式拉鏟挖掘機，斗容量107m3的剝離用挖掘機等，是世界上目前最大的挖掘機。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發展。我國的挖掘機生產起步較晚，從1954年撫順挖掘機廠生產第一臺斗容量為1m3的機械式單斗挖掘機至今，大體上經歷了測繪仿制、自主研制開發和發展提高等三個階段。改革開放以來，積極引進、消化、吸收國外先進技術，以促進我國挖掘機的發展。業內人士指出，我國單斗液壓挖掘機應向全液壓方向發展;斗容量宜控制在0.1-15m3;而對于大型及多斗挖掘機，由于液壓元件的制造、裝配精度要求高，施工現場維修條件差等，則仍以機械式為主。應著手研究、運用電液控制技術，以實現液壓挖掘機操縱的自動化。挖掘機不斷更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統的無限壽命設計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產品的優質高效率和競爭力。可見，國外挖掘機是不斷的進行著創新和發展。我想未來挖掘機的發展完全就是取決于我們的技術的提高，設計的改進和設計者素質的不斷提高。總之，我們的挖掘機會不斷的往前發展的。由于液壓技術的應用，20世紀40年代有了在拖拉機上配裝液壓反鏟的懸掛式挖掘機，20世紀50年代初期和中期相繼研制出拖式全回轉液壓挖掘機和履帶式全液壓挖掘機。初期試制的液壓挖掘機是采用飛機和機床的液壓技術，缺少適用于挖掘機各種工況的液壓元件，制造質量不夠穩定，配套件也不齊全。從20世紀60年代起，液壓挖掘機進入推廣和蓬勃發展階段，各國挖掘機制造廠和品種增加很快，產量猛增。1968～1970年間，液壓挖掘機產量已占挖掘機總產量的83%，目前已接近100%。工業發達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等是斗容量3.5-40m3單斗液壓挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘機。例如，美國馬利昂公司生產的斗容量50-150m3的剝離用挖掘機，斗容量132m3的步行式拉鏟挖掘機；B-E(布比賽路斯一伊利)公司生產的斗容量168.2m3的步行式拉鏟挖掘機，斗容量107m3的剝離用挖掘機等，是世界上目前最大的挖掘機。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發展。1)開發多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農田建設的需要，國外發展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅0.01m3。另外，數量最多的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置——除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業架、鉸盤及拉鏟等，以滿足各種施工的需要。與此同時，發展專門用途的特種挖掘機，如低比壓、低噪聲、水下專用和水陸兩用挖掘機等。2)迅速發展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區或水下作業采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合，實現挖掘機作業操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機的全液壓化為其奠定了基礎和創造了良好前提。3)重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發展速度。例如，德國阿特拉斯公司生產的挖掘機裝有新型的發動機轉速調節裝置，使挖掘機按最適合其作業要求的速度來工作；美國林肯一貝爾特公司新C系列LS-5800型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統，可自動調節流量，避免了驅動功率的浪費。還安裝了CAPS(計算機輔助功率系統)，提高挖掘機的作業功率，更好地發揮液壓系統的功能；日本住友公司生產的FJ系列五種新型號挖掘機配有與液壓回路連接的計算機輔助的功率控制系統，利用精控模式選擇系統，減少燃油、發動機功率和液壓功率的消耗，并延長了零部件的使用壽命；德國奧加凱(O&K)公司生產的挖掘機的油泵調節系統具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神鋼公司在新型的904、905、907、909型液壓挖掘機上采用智能型控制系統，即使無經驗的駕駛員也能進行復雜的作業操作；德國利勃海爾公司開發了ECO(電子控制作業)的操縱裝置，可根據作業要求調節挖掘機的作業性能，取得了高效率、低油耗的效果；美國卡特匹勒公司在新型B系統挖掘機上采用最新的3114T型柴油機以及扭矩載荷傳感壓力系統、功率方式選擇器等，進一步提高了挖掘機的作業效率和穩定性。韓國大宇公司在DH280型挖掘機上采用了EPOS——電子功率優化系統，根據發動機負荷的變化，自動調節液壓泵所吸收的功率，使發動機轉速始終保持在額定轉速附近，即發動機始終以全功率運轉，這樣既充分利用了發動機的功率、提高挖掘機的作業效率，又防止了發動機因過載而熄火。4)更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統的無限壽命設計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產品的優質高效率和競爭力。美國提出了考核動強度的動態設計分析方法，并創立了預測產品失效和更新的理論。日本制定l了液壓挖掘機構件的強度評定程序，研制了可靠性信息處理系統。在上述基礎理論的指導下，借助于大量試驗，縮短了新產品的研究周期，加速了液壓挖掘機更新換代的進程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機的運轉率達到85%～95%，使用壽命超過1萬小時。5)加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調節的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。6)進一步改進液壓系統。中、小型液壓挖掘機的液壓系統有向變量系統轉變的明顯趨勢。因為變量系統在油泵工作過程中，壓力減小時用增大流量來補償，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機可經常性地充分利用油泵的最大功率。當外阻力增大時則減少流量(降低速度)，使挖掘力成倍增加；采用三回路液壓系統。產生三個互不影響的獨立工作運動。實現與回轉機構的功率匹配。將第三泵在其他工作運動上接通，成為開式回路第二個獨立的快速運動。此外，液壓技術在挖掘機上普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機的應用與推廣創造了條件。7)迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。20世紀70年代，為了節省能源消耗和減少對環境污染，使挖掘機的操作輕便和安全作業，降低挖掘機噪音，改善駕駛員工作條件，逐步在挖掘上應用電子和自動控制技術。隨著對挖掘機的工作效率、節能環保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了機電液一體化在挖掘機上的應用，并使其各種性能有了質的飛躍。20世紀80年代，以微電子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現代化的重要標志，亦即目前先進的挖掘上設有發動機自動怠速及油門控制系統、功率優化系統、工作模式控制系統、監控系統等電控系統。1.3研究意義挖掘機在國民經濟建設的許多行業被廣泛地采用，如工業與民用建筑、交通運輸、水利電氣工程、農田改造、礦山采掘以及現代化軍事工程等等行業的機械化施工中。據統計，一般工程施工中約有60%的土方量、露天礦山中80%的剝離量和采掘量是用挖掘機完成的。而最近幾年，各地對液壓挖掘機的需求量日益增加，液壓挖掘機逐步取代機械式挖掘機是不可回避的事實。隨著我國基礎設施建設的深入和在建設中挖掘機的廣泛應用，挖掘機市場有著廣闊的發展空間，因此發展滿足我國國情所需要的液壓挖掘機是十分必要的，對液壓挖掘機液壓系統的研究是迫在眉睫的。而反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內外對其運動分析、機構和結構參數優化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經趨于成熟。筆者的設計知識和水平有限，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計有一些大體的認識，鞏固所學的知識和提高設計能力。1.4主要設計內容根據液壓挖掘機設計任務的有關要求，應在充分調查研究的基礎上進行液壓挖掘機的總體設計工作，總體設計主要內容如下：1）分析和擬定設計任務書，確定設計思想和原則，并提出整機結構方案的初步設想；2)液壓挖掘機的主要參數的確定；3)液壓挖掘機各主要機構的結構方案確定；4)各主要機構作用力等分析計算；5)液壓系統的設計。通過總體設計對所設計的液壓挖掘機做出初步的全面規劃，提出有關數據、資料、總體草圖等，為進一步、分析計算提供依據。第2章液壓挖掘機整體設計第2章液壓挖掘機整體設計2.1總體設計中部件及配套件類型的選擇液壓挖掘機各部件及配套總成的類型和參數對整機的性能、制造成本和使用壽命影響都很大，在總體設計中應全面分析、合理選擇。2.1.1工作裝置工作裝置主要有反鏟、正鏟、裝載、抓鏟等裝置。反鏟裝置因具有以下優勢而成為挖掘作業最常用的工作裝置。1.適用于停機面下方作業，這是一種較安全的作業方式，大多數的土方作業屬于此類。斗齒的挖掘力方向向下，有利于合理利用整機和工作裝置的自重。作業區在下方，有利于司機的作業掌握。2.挖掘和卸料視野面向司機，有利于監控。3.地面平推距離較大。4.與運輸車在同一停機面高度，有利于裝車卸土。5.在卸土高度轉斗卸土時落料較平穩，鏟斗的轉角較大，有利于卸凈。6.液壓缸和管路主要布置在工作結構件上方，有利于得到保護。綜合以上優勢，結合本機的作業類型選擇反鏟工作裝置。2.1.2回轉裝置回轉裝置包括回轉支承和回轉傳動裝置。回轉支承分為單排球式、雙排球式、單排交叉滾柱式和三排滾柱式等類型。單排球式回轉支承相對于單排交叉滾柱回轉支承和雙排球式回轉支承具有較大的靜容量、較小的滾道接觸敏感性和較小的摩擦力矩，能同時承受軸向力、徑向力和傾覆力矩，適用于中型液壓挖掘機，本挖掘機采用單排四點接觸球式回轉支承。回轉傳動裝置的結構形式分高速方案和低速方案兩種。高速方案指采用每轉排量較小、轉速高的液壓馬達，經行星齒輪減速器減速增大扭矩后與回轉支承內齒圈嚙合，推動平臺旋轉。低速方案則采用較大排量的低速大扭矩液壓馬達直接與回轉支承齒圈嚙合，推動平臺旋轉。2.3.3行走裝置目前，液壓挖掘機的行走裝置主要有履帶式、輪胎式和步履式等幾種形式。履帶式行走裝置接地比壓下、附著系數大，因具有越野性能好、牽引力和爬坡能力大、可實現原地轉向等優點，特別適用與液壓挖掘機的作業場地工況，已成為最常采用的行走裝置。履帶行走裝置的缺點是履刺對路面有損傷，遠程轉運必須采取拖車，行走速度慢，傳動效率低。本機采用履帶式行走裝置。2.1.4液壓系統1.高壓系統隨著元件和密封件的改進及軟管耐壓性能的提高，近代液壓挖掘機普遍采用32MPa以上的高壓系統，以達到減少液壓件體積和重量，增加力和功率的目的。高壓系統普遍采用斜盤式和斜軸式軸向柱塞泵。斜盤式的有點是可軸向串聯雙泵和附加泵，徑向尺寸小，串接方便；缺點是缸壁在側向分力的作用下對液壓油污染而引起磨損較敏感，滑靴與斜盤有脫離傾向，須在系中有背壓等。2.變量系統為了調節執行機構的運動速度或在負載變化時隨機改變運動速度，以充分利用發動機功率，在液壓挖掘機上大多采用變量泵。變量泵一般是通過變量調節器調節軸向柱塞泵的擺角來改變泵的排量。調節器的輸入信號由負載或操作指令來控制。為了防止多執行機構復交合動作時并聯油路之間相互干擾，液壓挖掘機普遍采用雙泵雙回路系統，主泵為變量雙泵。為了適應工況、提高功效，各液壓配套廠開發了種類繁多、功能完善的變量控制機構，本機采用的變量控制為負流量控制，其控制方式和特點為：負流量控制是指在多路閥上的回油路上設有一只節流測流閥，將主閥液壓油流經多路閥而未進入執行機構的多余回油在節流孔前建立的壓力作為控制信號導入主泵調節器，控制主泵擺角，使主泵流量與多余流量構成約為反比的關系，達到減少多余供油也即按需供油的效果。現在的雙泵調節器除了負流量控制功能之外，還備有類似總功率控制接口，引入雙泵出口壓力，使雙泵在滿負載情況下，具有恒功率（恒扭矩）控制功能。負流量控制是一種較好的主泵變量控制方式，有一定的節能效果，改善了整機在微調和中位的空流損失和油溫高的問題，因此得到了普遍的應用。其缺點為控制信號依靠節流孔壓差建立，因而有一定的能量損失；采用并聯回路實現復合動作，存在負載之間的相互干擾；重載回路動作執行起點推遲，多路閥芯調速區減少，動作粗暴等。負流量控制如下圖所示。2.1.5動力裝置柴油機驅動是液壓挖掘機最普遍采用的動力驅動形式，其主要愛原因如下：1.液壓挖掘機是經常流動作業的自行式機械，采用柴油機驅動可不受行動和地域的限制。2.相對于汽油機，柴油機的燃料經濟性好、熱效率高（柴油機熱效率為35%~42%，而汽油機為25%~32%），比油耗低（比汽油機低20%~40%）。在液壓挖掘機復雜經常變化、存在部分負載的工況下，柴油機的節能效果較理想，這對能源日益緊張的現實更具有重要意義。此外，柴油機的工作壽命和耐用性比汽油機長。3.工作可靠性、耐久性好。這對經常在惡劣環境中作業和移動式工作機械特別重要。4.柴油機可采用較高的增壓度來提高效率，故功率范圍較廣。5.柴油機的污染物排放量較少。本機采用柴油機作為動力驅動。2.2挖掘機主要參數確定液壓挖掘機的主要參數（或稱基本參數）有以下幾類：1.發動機參數，如發動機額定功率、轉速等。2.液壓系統參數，如主泵的流量，壓力等。3.主要性能參數，如整機工作質量、主要部件質量、鏟斗容量范圍或標稱鏟斗容量、挖掘力、牽引力等。4.尺寸參數，如工作尺寸、機體外型尺寸和工作裝置尺寸等。2.2.1挖掘機主要參數的確定方法選擇確定液壓挖掘機的主要參數的基本依據是：1.設計任務書上規定的鏟斗容量、用途和作業要求、工作條件等；2.有關國內外同類型、同等級液壓挖掘機的技術資料，國家以及企業的系列標準等；3.理論分析或經驗計算；4.使用單位的要求和制造廠的生產條件等。合理的主要參數符合以下條件：1.滿足實際使用要求——實用性；2.適合于生產廠的制造條件——可能性；3.充分利用發動機功率——經濟性；4.與國內外同類型相比有較先進的技術經濟指標和可靠的工作性能——先進性。液壓挖掘機參數的確定方法：1.比擬法（或稱類比法）：即通過同類型機械的比擬（類比）得出參數值；2.經驗公式計算法（或稱查表法）：即按概率統計歸納得到的經驗公式進行概略的計算，得出參數值；3.按標準選定法：即按照國家頒布的液壓挖掘機型式和基本參數系列標準規定的數值范圍，結合擬采用的結構特點選定參數值；4.理論分析計算法：即按擬定的結構特點，在理論分析和試驗數據的基礎上進行分析計算，得出參數值。挖掘機性能參數的確定采用類比法，本設計為22噸級的中型液壓挖掘機，通過查閱市場上的主流機型的性能參數，確定本機的性能參數如下：表2.1技術參數單位標準斗容1.0m3工作質量22.4t發動機型號CATC6.4額定功率103KW鏟斗挖掘力103.4KN斗桿挖掘力125.7KN燃油箱容量410L行駛馬達類型軸向柱塞馬達回轉馬達類型軸向柱塞馬達液壓泵類型變量柱塞泵回轉速度11.5r/m圖2.1挖掘機工作范圍表2.2工作范圍單位（mm）G最大挖掘高度9480F最大卸載高度6500C最大挖掘深度6710E8英尺水平面挖掘深度6540D最大垂直挖掘深度6180B最大挖掘半徑9850A最小裝載高度、。2180圖2.2挖掘機外形尺寸表2.3外型尺寸單位（mm）H總長9460C總寬2980J總高3050B上部寬度2690G履帶長度4497C底盤總寬2980K履帶接地長度3649L軌距2380E配重離地間隙1063D最低離地間隙468F尾部回轉半徑2159第3章工作裝置設計第3章工作裝置設計工作裝置的設計需根據要求確定其結構方案，進而確定其各部件的尺寸以及鉸點位置，最后還應對其作業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總體方案的選擇主要包括工作裝置總體結構的選擇、動臂和斗桿結構形式的選擇以及各個鉸點的布置形式的選擇。該挖掘機工作裝置為反鏟裝置，采用如下結構方案：采用整體式彎動臂，動臂油缸下置式。采用整體式斗桿。動臂與斗桿的長度比，采用中間方案，即特性參數k1=在1.5~2之間，取。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.機架2.動臂3.動臂油缸4.斗桿油缸5.斗桿7.連桿8搖桿9.鏟斗液壓反鏟工作裝置一般由動臂、斗桿、鏟斗以及動臂油缸、斗桿油缸、擦干都油缸等組成。其結構如圖3.1所示。其結構特點是各構件之間均采用鉸接連接，并通過改變各液壓缸的行程來實現挖掘過程的各種動作。動臂、斗桿和鏟斗均是采用高輕度鋼板焊接而成的箱形結構，重量輕、強度高。動臂2根部用用一根銷軸交接在平臺前端中部，由一只鉸接再轉臺前部的動臂液壓缸3來支撐有剛做伸縮運動，動臂則作升降運動。斗桿5鉸接于動臂的上端，另一端鉸接著鏟斗和搖桿。斗桿的回收和伸出靠鉸接在動臂上的斗桿液壓缸4來實現。鏟斗9則鉸接于斗桿末端，通過鏟斗液壓缸的伸縮來使鏟斗繞鉸點轉動。為了增大鏟斗的轉角,鏟斗液壓缸通過連桿機構(如連桿7和搖桿8等)與鏟斗連接。工作裝置的升降可以單獨進行，亦可以和轉臺回轉同時進行，以縮短挖掘周期，加快工作速度。通常從挖掘位置到卸載位置，或從卸載位置返回挖掘位置均采用回轉和動臂升降同時進行。在反鏟作業時，可根據需要在放下動臂的同時轉動斗桿或鏟斗，卸料時，也可同時轉動鏟斗和斗桿。工作裝置的各個銷軸采用合金鋼制造，經滲碳淬火處理，強度較高。且各個鉸點都設有油杯，用油搶注入潤滑脂潤滑。工作裝置各鉸點處均設有限位塊，以減少對油缸的沖擊。斗齒部分由赤座和斗齒組成。斗齒套在赤座上用彈性銷固定，斗齒磨損后可以更換。3.1.2動臂和斗桿結構形式的選取1.動臂結構的選擇動臂是工作裝置的主要構件，斗桿的結構一般取決于動臂的結構。反鏟裝置有直動臂和彎動臂兩種方案。直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，適用于專用正鏟和懸掛式挖掘機，且反鏟工作裝置使用直動臂只能得到較小的挖掘深度。整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式，在現在常用的中小型反鏟液壓挖掘機中主要采用這種結構形式。這種整體式動臂結構簡單、價廉、視覺美觀，在剛度相同時重量較輕。其結構堅固耐用，工作范圍較大，與同長度的直動式動臂相比，可以使挖掘機有較大的挖掘深度，但降低了卸料高度，這正符合挖掘機反鏟作業的要求。其缺點為替換工作裝置少，通用性較差，在增加挖掘深度的同時降低了卸料高度，且在彎曲處的結構形狀和強度值得注意。通過對兩種方案的比較，結合任務書對挖掘深度和卸料高度的要求，可以看出，直動臂明顯不適用，所以采用整體式彎動臂結構。可通過ProE三維建模及動態仿真，提高動臂設計的可行性和可靠性，保證其工作范圍和運動的流暢。其結構可采用鋼板焊接而成的矩形變截面箱形結構，內部加隔板以增加強度和剛度。2.斗桿結構形式的選擇斗桿有整體式和組合式兩種方案。大多數挖掘機都采用整體式斗桿。整體式斗桿在運動中又很多優點：油缸布置簡單；挖掘效率高，原因是挖掘時受力好；現對來說耐用性好。并且可根據工作狀況來調節斗桿長度以實現優化作業。且現在市場上的挖掘機主要采用整體式斗桿。通過以上分析可知，這里采用整體式斗桿較為適宜，其結構采用有鋼板焊接而成的變截面箱形結構。3.動臂油缸和斗桿油缸布置形式的選取動臂油缸一般不知在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的又兩種具體布置形式，動臂前傾和動臂后傾兩種。當兩種方案的油缸安裝尺寸、最大挖掘高度和最大挖掘半徑相同時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即h1<h2。此外后傾方案動臂所受的彎矩一般比前傾方案要大。但是當動臂油缸作用力相同時，后傾方案能得到較大的動臂作用力矩。通過以上對兩種方案的對比分析，結合任務書作業尺寸中要求的最大挖掘深度較大，可選取前傾布置方案。3.2工作裝置結構尺寸的確定工作裝置的結構尺寸主要包括鏟斗、斗桿和動臂的尺寸以及各鉸點的位置圖3.2工作裝置的尺寸圖表3.1反鏟機構自身幾何參數參數分類機構參數組成鏟斗斗桿動臂機體符號意義原始參數推導參數特性參數備注為斗桿長為動臂長為動臂轉角懸掛式3.2.1動臂機構1.動臂機構參數選擇最大挖掘半徑一般與動臂長、斗桿長和鏟斗長的和值相等，按經驗公式取其值m。如圖，在三角形CZF中，取：動臂彎角，特性參數。得：（m）（m）可得到，在圖2-1三角形CZF中，，，圖3.3取基本用于反鏟。斗桿全縮時為最大值，取為。考慮結構尺寸、運動余量、穩定性構件運動幅度等因素，取因：（3.1）得：動臂擺角范圍又因：（3.2）（3.3）得：符合下列幾何條件：即得：（m），（m），（m），（m）。動臂的基本參數都計算出。2.校核動臂力矩特性 1）最大挖掘深度時動臂油缸的閉鎖能力足以克服正常挖掘阻力即：，式中為工作裝置重量時C點的力矩。工作裝置重參照表1-2所示，代入數據得：左邊==右邊，所以，滿足要求。2）滿斗處于最大半徑時動臂油缸應具有足夠的提升力矩。即估計土重T，載荷力矩的近似計算表達式：，如圖3-3所示，取三角形FCQ中，可得：（m），又在三角形ABC中，（米），得（米）取動臂油缸直徑，工作壓力。則動臂油缸大腔作用面積：.油缸的推力：油缸的提升力矩：。所以滿足要求。圖3.4最大挖掘半徑3）滿斗處于最大高度時的動臂缸應該具體足夠的提升力。按照<2>中的方法計算得：顯然，滿斗處于最大高度時的載荷力矩要小于滿斗處于最大半徑時的值，所以滿足要求。3.2.2斗桿機構根據挖掘阻力并參考國內挖掘機斗桿挖掘力值，取最大挖掘力為160，首先，計算斗桿的挖掘阻力：斗桿挖掘時，切削行程較長，切土壤厚度在挖掘過程中為常數，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角，在這里取。在這個轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時斗齒的實際行程是：式中斗桿挖掘時的切削半徑，，取斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算斗桿挖掘阻力：（3.4）挖掘比阻力，取=31斗桿與鏟斗垂直時最小，，參考鏟斗液壓缸作用力代入圖3.5取斗桿擺角，。則：，3.2.3鏟斗機構的參數選擇1.鏟斗挖掘阻力計算轉斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而有明顯的變化，查閱資料得：（3.5）式中C—表示土壤硬度的系數，對于II級土宜取C=50～80，對III級土宜取C=90～150,對IV級土宜取C=160～320；R—鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離，也即轉斗切削半徑，，單位為cm；—挖掘過程中鏟斗總轉角的一半；—鏟斗瞬間轉角；—切削刃寬度影響系數，，其中為鏟斗平均寬度，單位為m；—切削角變化影響系數，取；—帶有斗齒的系數，（無斗齒時，）；—斗側壁厚度影響系數，，其中為側壁厚度，單位為cm，初步設計時可取；——切削刃擠壓土壤的力，根據斗容量大小在10000～17000N范圍內選取。當斗容量時應小于10000N。轉斗挖掘裝土阻力的切向分力為(3.6)式中：——密實狀態下土壤容量，單位為；——挖掘起點和終點間連線方向與水平線的夾角；——土壤與鋼的摩擦系數；經過計算后表明，與相比很小，可忽略不計。當，時出現轉斗挖掘最大切向分力，其值為(3.7)試驗表明法向挖掘阻力的指向是可變，數值也較小，一般。土質愈均勻，W2愈小。從隨機統計的角度看，取法向分力W1為零來簡化計算是允許的。這樣就可看作為轉斗挖掘的最大阻力。根據《單斗挖掘機》P54頁表2-2，由鏟斗斗容查表得：，，，，同時由上可取其余參數如下：，，，。所在這里切削刃擠壓土壤的力取為：；2.基本參數的選擇如圖3-6所示：圖3.6在鏟斗連桿機構中可取F、N、Q三點一線。取，則：（m）3.斗形參數的選擇斗容量、平均斗寬、轉斗挖掘半徑和轉斗挖掘裝滿轉角（取為）四者之間有以下關系：根據經驗，一般取取土壤松散系數，取（m）可得到鏟斗轉斗切削半徑代入數據得：鏟斗上兩個鉸點之間的距離,一般取特性參數,所以，這里取，一般取,這里取到此，動臂和斗桿的基本長度和彎角已經確定，其各部分的具體參數，可參照徐工XE230C液壓挖掘機，對本次設計的挖掘機進行類比做仿形設計，并結合任務書對作業參數（挖掘深度、卸料高度和挖掘高度）和挖掘力的要求，用ProE進行建模，對起鉸點位置進行優化，從而確定各部分的結構尺寸如下：表3.2挖掘機反鏟機構的尺寸參數表參數分類機構參數組成鏟斗()斗桿()動臂()機體()符號意義原始參數推導參數此時，工作裝置的基本尺寸和鉸點位置已基本確定。3.2.4最大卸載高度、最大挖掘深度和停機面最大挖掘半徑的計算1.當下置動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮，QV連線處于垂直狀態時，可以得到最大卸載高度，如圖3-7：圖3.7最大挖掘高度斗桿液壓缸全縮時，，常取。二、當下置動臂油缸全縮，FQV三點成一線并去除垂直狀態時得到最大挖掘深度，如圖3-7：圖3.8最大挖掘深度m當斗桿油缸全縮，FQV三點一條直線，而且時可以得到停機面最大挖掘半徑，如圖3-7：圖3.9最大挖掘半徑江蘇大學本科畢業論文第4章回轉裝置的設計4.1回轉支撐裝置類型的選擇回轉支撐主要分為轉柱式回轉支撐和滾動軸承式回轉支撐。轉柱式回轉支承常用于懸掛式液壓挖掘機上，回轉部分的轉角一般等于或小于180°，一般由焊在回轉體上下支撐軸和上下支撐座組成。軸承座應用螺栓固定在機架上。通過插裝在支撐軸上的液壓馬達使回轉體轉動。滾動軸承式回轉支撐廣泛應用于全回轉的挖掘機、起重機和其他機械上。它是在普通滾動軸承基礎上發展起來的結構上相當于放大了的滾動軸承。它與舊式的回轉支撐相比，具有尺寸小、結構緊湊、承載能力大、回轉摩擦力小，滾動體與滾道之間間隙小，維護方便，使用壽命長，易于實現“三化”等一系列優點，因而得到廣泛的使用。它靠支撐它的轉臺和底架來保證其剛度。通過以上分析可知，本設計中采用滾動軸承式的回轉機構較合適。其中滾動軸承式回轉機構又可分為單排滾球式、雙排滾球式、交叉滾柱式和組合棍子式等。在這些類型中，使用最廣泛的是單排滾球式，又稱單排四點接觸式。單排交叉滾柱式回轉支承由兩個座圈組成，結構緊湊，重量輕，鋼球與圓弧滾道四點接觸，能同時承受較大軸向力、徑向力和傾翻力矩。回轉式輸送機焊接操作機中小型起重機和挖掘機等工程機械均可選用。本設計中采用單排交叉滾柱式。本設計采用內齒式。工作時，外座圈用螺栓與轉臺連接，帶齒的內座與底架用螺栓連接。挖掘機工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩通過回轉支撐的外座圈、滾動體和內座轉傳給底架。回轉機構的殼體固定在轉臺上，用小齒輪與回轉支撐內座圈上的齒圈相嚙合。小齒輪既可繞自身的軸線自轉，又可繞轉臺中心線公轉，當回轉機構工作時轉臺就相對底架進行回轉。4.1.1回轉支承的結構形式回轉支承（圖4.1）一般由上下座圈、內（外）座圈、滾動體、保持架、密封裝置、潤滑系統及連接螺栓等組成（滾柱式滾盤也有不用保持架的）。內座圈或外座圈可以相應加工成內齒圈或外齒圈。滾珠或滾柱在滾道上并非做純滾動，同時也伴隨著滑動。滾柱在平面滾道上滾動時，滾柱的位移產生滑動現象，如采用圓錐形滾柱，則工作時產生的滑動現象較小。第4章回轉裝置的設計根據回轉支承結構不同可作如下分類：按滾動體形式分，有滾珠式、滾柱式（包括錐形和鼓形滾動體）；按滾動體的排數分，有單排式、雙排式和多排式；按滾道形式分，有曲面（圓弧）式、平面式和鋼絲滾道式。單排滾珠支承如圖4.1所示，其滾道是圓弧形曲面，滾珠與內外座圈滾道為四點接觸，能同時承受軸向力、徑向力和傾翻力矩。單排輕型滾珠滾盤多數是由內、外圈合成一個整體，滾珠和導向體從內圈或外圈上的圓孔中裝進滾道里，然后將裝配圓孔堵塞。1-上座圈；2-滾珠；3-調整墊片；4-下座圈；5-內齒圈；6-保持架圖4.1回轉滾盤的結構1.挖掘機的回轉支承外載荷計算挖掘機作用在回轉支承的外載荷、和應根據挖掘機工況和計算位置計算出，根據不同挖掘工況和計算位置算出的若干組當量軸向負荷值，選其中最大者作為計算的當量軸向載荷。總傾覆力矩；總軸向力；總徑向力。工況:動臂兩鉸點處于同一水平線上，斗桿鉛直，用鏟斗液壓缸挖掘，使切向斗齒力垂直于地面。取回轉支承以上為脫離體，對其中心點取矩，有(4.1)沿回轉中心軸方向上的合力為(4.2)在作用平面內的徑向水平力為式中：—鏟斗液壓缸挖掘時，由整機挖掘力所確定的切向挖掘力；—鏟斗液壓缸挖掘時，由整機挖掘力所確定的法向挖掘力；—轉臺上部（除工作裝置外）自重；、、—動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸自重；、—動臂、斗桿自重；—鏟斗自重及斗內物體重量之和；—相應的力臂；—回轉支承工作條件系數，對單斗挖掘機取。已知：，，，，，，，取，則，。，，，，，，，，。取。求得：；；。工況2：最大挖掘深度處用鏟斗液壓缸挖掘，有(4.3)(4.4)已知：，，，，，，，取，則，。，，，，，，，，。求得：；；。工況3：停機面上最大挖掘半徑處用鏟斗液壓缸挖掘，有(4.5)(4.6)(4.7)已知：，，，，，，，取，則，；，，，，，，，，。。求得：；；。2.液壓挖掘機的回轉支承選型（1）回轉支承形式及主參數的確定級以下的挖掘機選取單排球式回轉支承初選根據(4.8)確定挖掘及回轉支承的主參數式中:—滾道中心直徑；—鋼球直徑；—挖掘機噸位，；—取值范圍為。根據，選取，的回轉支承。（2）根據選定的回轉支承主參數計算額定靜容量，(4.9)求得：（3）根據回轉支承外負荷計算當量軸向載荷，(4.10)在工況1下，最大（4）計算安全系數，驗證滾道的承載能力，有式中：—回轉支承安全系數，對于斗容量小于的挖掘機，取。則：所以滾道的承載能力不足，選取的回轉支承。根據選定的回轉支承主參數計算額定靜容量，求得：根據回轉支承外負荷計算當量軸向載荷，在工況1下，最大則：所選回轉支承參數DL

mmD

mmd

mmH

mmD1

mmD2

mmnmmdm

mmL

mm013.45.140015401260110148713134026M2448n1

mmD3

mmd1

mmH1

mmh

mmb

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mmz51402139810010900.5121192.8100圖4.2回轉支承尺寸4.2回轉機構的傳動裝置單斗液壓挖掘機回轉機構的回轉時間約占整個工作循環時間的，能量消耗約占，回轉液壓油路的發熱量約占液壓系統總發熱量的。因此，合理的確定回轉機構的液壓油路和結構方案、正確的選擇回轉機構的參數，對提高生產率和功能利用率，改善司機的勞動條件，減少工作裝置的沖擊具有十分重要的意義。液壓挖掘機回轉傳動裝置主要包括回轉液壓馬達、回轉減速器和回轉驅動小齒輪及固定齒圈。4.2.1回轉液壓馬達回轉驅動液壓馬達一般采用斜軸式或斜盤式柱塞馬達，目前已有專業廠家生產液壓挖掘機回轉驅動專用液壓馬達，一般內部帶有液壓制動器及摩擦片式停車制動器。本課題選用定量斜盤式軸向柱塞馬達。其結構如圖4.8所示。該液壓馬達主要由四部分組成。①轉動組件，包括缸體17、柱塞6、滑靴13、壓板2和驅動軸1。②停車制動器組件，包括停車制動器控制閥4、分離片15、摩擦片16、制動活塞18和彈簧19。③防過載及補油閥組件，包括溢流閥27、溢流閥29、單向閥26和單向閥28。④防反沖閥21。來自工作泵的液壓油經回轉控制閥進入回轉馬達的進油口23或24。當回轉平臺需要向右轉時，回轉控制閥將液壓油引導到進油口23，經馬達蓋9的油道22、配油盤20上的油道8及缸體17中的油道7進入缸體，作用在柱塞6上。柱塞將滑靴13壓緊在斜盤12上。柱塞和滑靴沿著斜盤12的傾斜表面上下滑動。滑靴和柱塞作用在斜盤12上的反作用力使缸體17逆時針轉動。每個柱塞運動到下止點時，其油道7便與配油盤20的油道接通，使液壓油回到油箱。缸體17繼續逆時針轉動，柱塞和滑靴在斜盤12上繼續向上移動。當回轉平臺需要左轉時，回轉控制閥將液壓油引導到進油口24，進油口和回油口對調，缸體17和驅動軸1順時針轉動，液壓油經排油口11返回油箱。1-驅動軸；2-壓板；3，5-孔口；4-停車制動器控制閥；6-柱塞；7，8，22，25-油道；9-馬達蓋；10-補油口；11-排油口；12-斜盤；13-滑靴；14-殼體；15-分離片；16-摩擦片；17-缸體；18-制動活塞；19-彈簧；20-配油盤；21-防反沖閥；23，24-進油口；26，28-單向閥；27，29-溢流閥圖4.3柱塞馬達內部結構停車制動器組件設在馬達蓋9和馬達殼體14之間，摩擦片16通過其內孔上的花鍵套在缸體17外的花鍵軸上，分離片15上的外花鍵安裝在馬達殼體內的內花鍵上。該制動器為常閉式，當馬達未通入液壓油時，摩擦片在彈簧19的作用下壓緊，馬達轉動組件處于制動狀態。當啟動馬達時，先導壓力油首先推動制動控制閥柱塞向下運動，打開停車制動活塞油路，推動制動活塞克服彈簧力向右運動，從而放松制動摩擦片，允許回轉馬達驅動平臺轉動。4.2.2回轉減速器液壓挖掘機的回轉傳動系統一般有兩種選擇方案：低速大轉矩馬達方案和高速小轉矩馬達方案。第一種方案采用低速大轉矩馬達作為回轉機構的驅動裝置，中間不需要減速機，可將液壓馬達直接與回轉小齒輪連接，結構簡單，便于安裝，但低速大轉矩馬達成本較高，可靠性不如高速馬達；第二種方案采用高速馬達作為回轉驅動裝置，中間加機械減速裝置，得到驅動平臺回轉所需要的轉速和轉矩，該方案成本較低，可靠性高，因此得到廣泛應用。行星式回轉減速器結構緊湊、價格合理、工作可靠，有取代低速大轉矩馬達的趨勢。本課題采用高速方案，選用行星回轉減速器，其內部結構大致如圖4.7所示。1-級行星架；2-級行星輪；3-二級行星架；4-齒圈；5-二級行星輪；6-滾柱軸承；7-球面滾柱軸承；8-輸出小齒輪；9-回轉馬達；10-馬達輸出軸；11-級太陽輪；12-二級太陽輪；13-減速器殼體；14-回轉滾盤圖4.4行星回轉減速器內部結構該回轉減速器為雙行星排結構。回轉馬達9通過端面法蘭用螺栓與回轉減速器連接，回轉馬達的輸出花鍵軸插在回轉減速器一級太陽輪11的花鍵孔中，一級太陽輪11驅動一級行星輪2沿齒圈4滾動，帶動一級行星架1旋轉。一級行星架1通過花鍵與二級太陽輪12相連接，二級太陽輪12再驅動二級行星輪5沿齒圈4滾動，從而驅動二級行星架通過回轉立軸直接驅動輸出小齒輪8旋轉。由于回轉減速器用螺栓固定在回轉平臺上，所以輸出小齒輪8將沿回轉滾盤的大齒圈滾動，進而帶動回轉平臺回轉。第5章行走裝置設計第5章行走裝置設計單斗液壓挖掘機的行走裝置是整個機械的支承部分，它承受機械的自重及工作裝置挖掘時的反力，時挖掘的穩定地支承載地面上的工作。同時又使挖掘機能在工作時作場內運行及轉移工地時作運輸性運行。因而，設計單斗液壓挖掘機的行走裝置時應該盡量滿足下列要求：1.單斗液壓挖掘機應有較大的牽引力，使挖掘機在濕軟地面或高低不平的地面上行走時具有良好的越野性能，并有較強的爬坡和轉彎能力；2.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；3.要降低挖掘機接地比壓或具有較大的支撐面積，以提高挖掘機的穩定性；4．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；5.挖掘機的行走裝置外形尺寸應符合道路運輸要求。單斗液壓挖掘機的行走裝置按照結構的不同可以分為履帶式和輪胎式兩大類。5.1行走裝置選型履帶式行走裝置由“四輪一帶”（即驅動輪、導向輪、支重輪、托輪、以及履帶），張緊裝置和緩沖彈簧，行走機構，行走架等組成。液壓傳動的履帶行走裝置，挖掘機轉向時由安裝在兩條履帶上、分別由兩臺液壓泵供油的行走馬達（用一臺油泵供油時需采用專用的控制閥來操縱）通過對油路的控制，很方便地實現轉向或就地轉彎，以適應挖掘機在各種地面、場地上運動。履帶式行走裝置驅動力大（通常每條履帶的驅動力可達機重的35%-45%），接比壓小（40-150kPa），因而越野性能及穩定性好，爬坡能力大（一般為50%-80%，最大的可達100%），且轉彎半徑小，靈活性好。履帶式行走裝置在液壓挖掘上使用較為普遍。但履帶式行走裝置制造成本高，運行速度低，運行和轉向時功率消耗大，零件磨損快，因此，挖掘機長距離運行時需借助于其他運輸車輛。輪胎式液壓挖掘機行走裝置的結構型式很多，有采用標準汽車底盤的可輪式拖拉機底盤的，但斗容量稍大、工作性能要求較高的輪胎式液壓挖掘則采用專用的輪胎式底盤行走裝置。盡管履帶式行走裝置存在一些，但在單斗液壓挖掘機中使用較為廣泛，而且本機主要用于城市道路建設或者狹窄空間內作業。考慮到工作環境和實際條件等因素本機采用橡膠

履帶，由于橡膠履帶具有對路面破壞小、噪音低、速度快、振動小、接地比壓小、牽引力大，可以減少地面對機械的沖擊等優點，所以本機主要使用橡膠履帶。而在惡劣環境中或在野外作業時可以使用鋼制履帶以適應惡劣的工況。而輪式行走裝置雖有運行速度快、機動性好，運行時輪胎不損壞路面，因而在城市建設中很受歡迎，但是其接地比壓大，爬坡能力小，挖掘作業時需要用專門支腿支撐，以確保挖掘機的穩定性和安全性。所以履帶式行走裝置比輪式行走裝置更為適用。故本機采用履帶式行走裝置。履帶式行走裝置的結構圖如圖5.1所示。圖5.1履帶式行走裝置的結構圖1-導向輪；2-橡膠履帶；3-張緊裝置；4-支重輪；5-驅動輪；6-減速機5.2行走裝置的設計行走裝置的設計主要包括“四輪一帶”即驅動輪、導向輪、支重輪、托輪的設計和履帶的設計。5.2.1履帶的設計履帶工作條件惡劣，要求具有足夠的強度和剛度、耐磨性好、質量輕以減少材料的消耗量，并減輕履帶運行時的動載荷，要求履帶能和地面有很好的附著性能，又要考慮減少行駛及轉向的阻力。本機主要用于城市道路建設或者狹窄空間內作業。由于橡膠履帶具有對路面破壞小、噪音低、速度快、振動小、接地比壓小、牽引力大，可以減少地面對機械的沖擊等優點，所以本機主要使用橡膠履帶。而在惡劣環境中或在野外作業時可以使用鋼制履帶以適應惡劣的工況。挖掘機的履帶有整體式和組合式兩種。整體式是履帶板上帶嚙合齒，直接與驅動輪嚙合，履帶板本身成為支重輪等輪子的滾動軌道。整體式每一節履帶鑄造成整體，結構簡單、制造方便、重量輕、易拆裝，但銷孔間隙大、易進泥沙、易磨損，“三化”性差，在機械式挖掘機中使用較多，適于高速車輛。目前液壓挖掘機中廣泛采用工業拖拉機型式的組合式履帶。它由履帶板、鏈軌節、履帶銷軸和銷套等組成。這種型式的左右鏈軌節與銷套用緊配合連接，履帶銷軸插入銷套有一定的間隙，以保證轉動靈活，其兩端與另兩個鏈軌節孔緊配合。鎖緊履帶銷與鏈軌節孔配合較松，便于整個履帶的安裝和拆卸。這種結構節距小，繞轉性好，行走速度較快，銷軸和襯套硬度較高、耐磨、使用壽命長。所以本機履帶采用組合式履帶。履帶尺寸的計算履帶寬度b的初步確定：(5.1)式中：裝載機的整機質量，由《單斗液壓挖掘機》P42液壓挖掘機基本參數系列表，這里取T。所以：mm為了取標準節距的履帶，這里取b=600mm。履帶寬度和履帶支撐面長度一般按總體設計及工作條件的單位壓力確定(5.2)式中：——履帶支撐面的長度，cm；——挖掘機總重，；——履帶寬度，cm；——單位壓力。所以：=這里初取。計算所得的應滿足轉向要求：式中：—支撐面長度，=3.68m=3686mm；—履帶軌距，，初選；江蘇大學本科畢業論文—附著系數，=1.0；—滾動阻力系數，=0.10；—根據《工程機械底盤構造與設計》可知=0.5；所以與的合理配合，對提高底盤的牽引附著性能有較大的影響，通用的工程機械為。滿足要求。所以，履帶的寬度、支撐面的長度選擇合適，即=600mm=3600mm履帶節距履帶節距，隨自重的增大而線性增大，通常為：按我國履帶式工程行走機構統圖《四輪一帶》規定，全部履帶工程機械用四種節距：173、203、216、228.5，本設計選取節距為203。履帶的強度計算（1）履帶的計算工況整機在斜坡上工作時，一側履帶所能傳遞的最大驅動力，取決于土壤的附著條件，即：式中：—附著系數，取；—考慮在斜坡上工作時，整機重量在一側履帶上分配系數，取。（2）強度驗算履帶總成聯系尺寸如下表第5章行走裝置設計表5.1履帶板的總成聯系尺寸安裝尺寸外形尺寸配合尺寸FGEXABChd1d2d3d41841461047667123171264746.54771根據挖掘機的工作要求，挖掘機采用組合式履帶，組合式履帶式履帶板、軌鏈節、履帶銷、銷套、螺栓等零件組合而成。由于履帶的主要破壞形式是磨損，因此只需要校核履帶銷的剪切強度：(5.3)式中：—履帶銷直徑；所以履帶銷采用50Mn，履帶銷套采用20Mn，履帶板的材料采用40Mn2Si。50Mn的剪切強度：275Mpa所以，，履帶銷的強度滿足要求。（3）校核軌鏈節的抗拉強度對于鋼制履帶，履帶板應驗算其拉伸應力，危險截面是銷孔的最窄處：(5.4)式中：—履帶銷套半徑，；—履帶銷半徑，；—塊履帶板一端的各銷孔寬度之和，。—需用拉伸應力，所以所以，履帶的抗拉強度滿足要求。5.2.2驅動輪的設計驅動輪的誰主要包括齒形的設計，驅動輪尺寸的確定以及強度校核。驅動輪的齒形計。發動機的動力通過驅動輪傳給履帶，因此，對驅動輪的要求是與履帶嚙合正確，傳動平穩，并且當履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合。按齒面形狀，驅動輪齒形可分為凸形，直線形和凹形齒形三種。目前履帶工程機械多采用后兩種。履帶的驅動輪通常置于挖掘機的后部，這樣能使履帶的張緊段較短，減少磨損和功率損失。驅動輪用來驅動履帶，輪齒工作時受履帶銷套反作用的彎曲壓應力，并且輪齒與銷套之間有磨料磨損。因此驅動輪應選用淬透性好的鋼材，通常用50Mn，45SiMn，中頻淬火、低溫回火，硬度應達到HRC55～58。一般來講，對驅動輪齒形的要求為：(1)使履帶節銷順利地進入和退出嚙合，減少接觸面的沖擊應力；(2)齒面接觸應力應小，以減少磨損；(3)當履帶節距因磨損而增大時，履帶節銷與驅動輪齒仍能保持工作，不至脫鏈。本設計采用典型的“三圓弧一直線”型齒形。驅動輪主要參數的確定驅動輪輪齒的節距根據前述的相應的履帶板的節距確定，。繞在驅動輪上的履帶板數目（即當量齒數）增加，使履帶運動速度均勻性較好，鉸鏈摩擦損失減少，但使驅動輪直徑增大，引起底盤高度及重量增加。根據四輪一帶統圖，參照《單斗液壓挖掘機》P174表4-1所示，選擇驅動輪齒數Z=23。這里驅動輪的齒數一般為奇數，這是因為工程機械上的鏈條在驅動輪上是隔一個齒嚙合的，這樣自動清除泥土的效果好。這種間齒嚙合的的驅動輪的Z是實際齒數的Z的一半；所以這樣實際齒數Z最好為奇數，這樣每轉動兩圈，驅動輪的所有齒都嚙合一次，使用壽命長。所以名義齒數Z=11.5。驅動輪節圓半徑驅動輪的節圓半徑為履帶銷套直徑：則驅動輪齒根圓直徑為：驅動輪齒頂圓直徑：齒谷半徑為：谷齒距離為：驅動輪的強度計算驅動輪需要校核其彎曲強度和擠壓強度。1).彎曲強度計算驅動輪的計算載荷與履帶一樣，取一側所傳遞的最大驅動力，因地面附著條件所限制，取，并假定扭矩只有一個齒傳遞。驅動輪輪齒抗彎強度為：式中：—齒高（假定力完全作用在齒頂），—抗彎截面系數，其中為驅動輪的寬度，取；—許用彎曲應力。所以：所以，驅動輪的彎曲強度滿足要求。2).擠壓應力計算驅動輪輪齒齒面擠壓強度：式中—驅動輪輪齒寬度，；—履帶銷外套直徑，；—需用擠壓應力，。所以所以，驅動輪的擠壓強度滿足要求。5.2.3托輪的設計托輪用來承托上部履帶，防止其過度下垂，減少上方履帶的跳動和下垂量，并防止履帶從側向滑脫。拖鏈輪的結構與支重輪類似，如圖5.5所示，但其所受載荷要比支重輪小得多，工作時少受泥水侵蝕，因此尺寸可較小。托輪軸固定在履帶架上，論體內壓裝有耐磨軸套，并耐磨軸套套裝在軸上，可自由轉動。托輪的外側端蓋用螺栓安裝在輪體上，軸的一端裝有浮動油封。。其結構如圖5.5所示。圖5.2托輪結構圖拖輪的計算與支重輪相同，參考《工程機械底盤構造與設計》P356表3-7-9得到本設計所選用的托輪的尺寸如表5.4所示：表5.2托輪的結構尺寸/mm安裝尺寸外形尺寸配合尺寸特性尺寸浮封表號浮封膠圈表號軸承型號ABDC7511AC124.560363.520055100981705.2.4導向輪及張緊裝置的設計導向輪的設計（1）導向輪的參數設定導向輪的功用是支撐履帶和引導履帶正確的卷繞，可以防止跑偏或者越軌，有些導向輪同時起到支重輪的作用，可以增加履帶對地面的接觸面積，減少比壓。導向輪的輪面大多做成光面，中間有擋肩環作為導向用，兩側的環面則能起支重輪的作用。導向輪的中間擋肩環應有足夠的高度，兩側邊的斜度要小。導向輪與最靠近的支重輪距離愈小則導向性能愈好。參考《工程機械底盤構造與設計》P356表3-7-10所選導向輪聯系尺寸如表5-5所表5.3導向輪的聯系尺寸/mm安裝尺寸外形尺寸配合尺寸特性尺寸ABDEF40045577020585100724105（2）導向輪軸的強度計算導向輪的材料一般是40或45鑄鋼，輪緣通常不加工，表面淬火硬度HRC45以上。導向輪軸常用40、40Cr鋼制造，調質處理硬度HB285～321，軸通常不轉動，采用滑動軸承。導向輪的材料軸按整機倒檔行使條件計算彎曲應力。整機發出的為地面附著條件所允許的驅動力（按履帶計算工況），可近似地認為導向輪上、下兩處履帶平行，則導向輪軸的計算載荷為：。；；需用彎曲強度，。所以：由上可知，導向輪軸的彎曲應力滿足強度要求。張緊裝置的設計張緊裝置的功用主要是保證適當的履帶張緊力，當導向輪受到前方的沖擊載荷時，緩沖彈簧回縮以吸收振動，防止履帶和驅動輪損壞。（1）緩沖彈簧的選擇緩沖彈簧必須有一定的預壓縮量，使履帶中產生預緊張力，其作用是：前進時不因稍受外力即松弛而影響履帶銷和驅動輪齒的嚙合，倒退時能保證產生足夠的牽引力而仍保持履帶銷和驅動輪齒的正常嚙合。預緊張力亦不能太大，當履帶和各輪之間卡入堅硬石塊時或當前方受到較大的沖擊力時，緩沖彈簧應能進一步壓縮，以保護行走系各零件不致損壞。彈簧參數計算如下：緩沖彈簧預緊力：取。緩沖彈簧工作行程終了時的壓縮力：緩沖彈簧工作行程需考慮履帶和驅動輪卡入石塊時能脫離嚙合，即工作行程為：式中：驅動輪齒頂圓直徑，；驅動輪齒根圓直徑，。所以：（2）圓柱螺旋壓縮彈簧的設計前置滑動式張緊裝置緩沖彈簧系數的確定，根據《工程機械底盤構造與設計》P321可知：旋繞比在4左右。由《機械設計》P386表16-6常用旋繞比C值，在此取，根據《機械設計手冊》第三卷彈簧常用材料選取熱軋鋼，牌號為。其參數如下：切變模量：彈性模量：推薦硬度范圍：推薦溫度范圍：曲度系數：初步設定緩沖彈簧的中徑，根據值估取彈簧絲直徑，根據《機械設計手冊》第三卷查得彈簧的許用切應力為。根據《機械設計》P386式中：—緩沖彈簧工作行程終了時的最大壓縮力；—曲度系數；—旋繞比；—許用切應力；根據上值可取彈簧鋼絲標準直徑，此時，，為標準值。根據《機械設計》P383表16-5，彈簧的實際工作條件和類比同類產品的相關參數可取彈簧圈數。根據《機械設計》普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列表16-5及普通圓柱螺旋壓縮彈簧的結構尺寸計算公式表16-4得彈簧系數：彈簧工作圈數：彈簧中徑：彈簧內徑：彈簧外徑：彈簧節距：彈簧自由度：，取標準規格自由度。由于緩沖彈簧是兩端固定，故彈簧的許用長細比為彈簧實際長細比b=顯然彈簧的穩定性滿足要求。5.2.5行走減速機、臺車架、底架的設計行走減速機的設計液壓挖掘機一般都由液壓馬達經減速器再將轉速和扭矩傳到驅動輪上。用螺栓將減速機固定部分的法蘭安裝到車架上而其輸出法蘭用螺栓與驅動輪固定，扭矩通過摩擦結合傳遞。液壓驅動馬達即可直接安裝在減速機上。本設計采用低速大扭矩馬達和一級齒輪內藏式減速器，這樣可節省空間，適合小型挖掘機。通過挖掘機的轉速以及之前的牽引力和牽引功率平衡，選定上海銳進減速器廠的RXF127一級齒輪減速器。它可滿足挖掘機的行走及工作要求，即運輸工況時小扭矩大轉速，牽引工況時大扭矩小轉速的要求。該減速機結構緊湊，占用空間小更換油比較容易。臺車架、底架的設計行走架是履帶行走裝置的承重機構，一般由底價和臺車架組成，通常用高強度的鋼板焊接而成。底價通過回轉支承裝置承受上部載荷，并將載荷傳給臺車架。行走架按結構的不同分為箱式、組合式和整體式三種。本設計采用整體式行走架。整體式行走架是在組合式基礎上發展起來的，適用于組織大批量生產以降低成本。目前在中小型挖掘機上應用極為廣泛。它是將底架、橫梁和臺車架焊為一體，具有結構簡單、結構緊湊、質量輕、剛性好等一系列有點。其中底架采用X型結構，用鋼板焊接為箱式結構，這樣可大大增加行走架的剛度。臺車架也采用鋼板焊接式箱體結構。底架和臺車架之間也采用焊接方式連接。第6章挖掘機液壓系統設計計算6.1挖掘機液壓系統概述按照挖掘機各個機構和裝置的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機的連接起來的組合體叫做挖掘機的液壓系統。液壓系統的功能是把發動機的機械能以液壓油液為介質，利用液壓泵轉換為液壓能，進行傳送，然后通過液壓馬達和液壓缸等元件轉反為機械能，實現各種動作。6.1.1液壓系統的基本組成及其基本要求按照挖掘機工作裝置和各個機構的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來就組成一個挖掘機液壓系統。它是以油液為工作介質、利用液壓泵將發元件將液壓能轉變為機械能，進而實現挖掘機的各種動作。挖掘機的工作裝置主要由動臂、斗桿、鏟斗及相應的液壓缸組成，它包括動臂、斗桿、鏟斗三個液壓回路。挖掘機的動作復雜，主要機構經常啟動、制動、換向，負載變化大，沖擊和振動頻繁，而且野外作業，溫度和地理位置變化大，因此挖掘機的液壓系統應滿足如下要求（1）要保證挖掘機動臂、斗桿和鏟斗可以各自單獨動作，也可以相互配合實現復合動作。（2）工作裝置的動作和轉臺的回轉既能單獨進行，又能復合動作，以提高挖掘機的生產率。（3）履帶式挖掘機的左、右履帶分別驅動，使挖掘機行走方便、轉向靈活，并且可就地轉向，以提高挖掘機的靈活性。（4）保證挖掘機的一切動作可逆，且無級變速。（5）保證挖掘機工作安全可靠，且各執行元件（液壓缸、液壓馬達等）有良好的過載保護；回轉機構和行走裝置有可靠的制動和限速；防止動臂因自重而快速下降和整機超速溜坡。為此，液壓系統應做到：（1）有高的傳動效率，以充分發揮發動機的動力性和燃料使用經濟性。（2）液壓系統和液壓元件在變化大的負載、急劇的振動作用下，具有足夠的可靠性。（3）設置輕便耐振的冷卻器，減少系統總發熱量，使主機持續工作時的液壓油溫不超過80℃，或溫升不超過45℃（4）由于挖掘機作業現場塵土多，液壓油容易被污染，因此液壓系統的密封性能要好，液壓元件對油液污染的敏感性要低，整個液壓系統要設置濾油器和防塵裝置。（5）采用液壓或電液伺服操縱裝置，以便挖掘機設置自動控制系統，進而提高挖掘機技術性能和減輕駕駛員的勞動強度。6.1.2工作裝置液壓系統的基本回路分析基本回路是由一個或幾個液壓元件組成、能夠完成特定的單一功能的典型回路，它是液壓系統的組成單元。液壓挖掘機液壓系統中基本回路有限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節流回路、行走回路、合流回路、再生回路、閉鎖回路、操縱回路等。限壓回路限壓回路用來限制壓力，使其不超過某一調定值。限壓的目的有兩個：一是限制系統的最大壓力，使系統和元件不因過載而損壞，通常用安全閥來實現，安全閥設置在主油泵出油口附近；二是根據工作需要，使系統中某部分壓力保持定值或不超過某值，通常用溢流閥實現，溢流閥可使系統根據調定壓力工作，多余的流量通過此閥流回油箱，因此溢流閥是常開的。液壓挖掘機執行元件的進油和回油路上常成對地并聯有限壓閥，限制液壓缸、液壓馬達在閉鎖狀態下的最大閉鎖壓力，超過此壓力時限壓閥打開、卸載保護了液壓元件和管路免受損壞，這種限壓閥（圖6.1）實際上起了卸荷閥的作用。維持正常工作，動臂液壓缸雖然處于“不工作狀態”，但必須具有足夠的閉鎖力來防止活塞桿的伸出或縮回，因此須在動臂液壓缸的進出油路上各裝有限壓閥，當閉鎖壓力大于限壓閥調定值時，限壓閥打開，使油液流回油箱。限壓閥的調定壓力與液壓系統的壓力無關，且調定壓力愈高，閉鎖壓力愈大，對挖掘機作業愈有利，但過高的調定壓力會影響液壓元件的強度和液壓管路的安全。通常高壓系統限壓閥的壓力調定不超過系統壓力的25%，中高壓系統可以調至25%以上。1-換向閥2-溢流閥3-油缸圖6.1限壓回路上述各回轉回路中的緩沖（限壓）閥實際上起了制動作用，換向閥1中位時回轉馬達兩腔油路截斷，只要油路壓力低于限壓閥的調定壓力，回轉馬達即被制動，其最大制動力矩由限壓閥決定。當回轉操縱閥回中位產生液壓制動作用時，挖掘機上部回轉體的慣性動能將轉換成液壓位能，接著位能又轉換為動能，使上部回轉體產生反彈運動來回振動，使回轉齒圈和油馬達小齒輪之間產生沖擊、振動和噪聲，同時鏟斗來回晃動，致使鏟斗中的土灑落，因此挖掘機的回轉油路中一般裝設防反彈閥。節流回路節流調速是利用節流閥的可變通流截面改變流量而實現調速的目的，通常用于定量系統中改變執行元件的流量。這種調速方式結構簡單，能夠獲得穩定的低速，缺點是功率損失大，效率低，溫升大，系統易發熱，作業速度受負載變化的影響較大。根據節流閥的安裝位置，節流調速有進油節流調速和回油節流調速兩種1-泵2-溢流閥3-節流閥4-換向閥5-油缸圖6.2節流回路圖6.2(A)為進油節流調速，節流閥3安裝在高壓油路上，液壓泵1與節流閥串聯，節流閥之前裝有溢流閥2，壓力油經節流閥和換向閥4進入液壓缸5的大腔使活塞右移。負載增大時液壓缸大腔壓力增大，節流閥前后的壓力差減小，因此通過節流閥的流量減少，活塞移動速度降低，一部分油液通過液流閥流回油箱。反之，隨著負載減小，通過節流閥進入液壓缸的流量增大，加快了活塞移動速度，液流量相應地減少。這種節流方式由于節流后進入執行元件的油溫較高，增大滲漏的可能性，加以回油無阻尼，速度平穩性較差，發熱量大，效率較低。圖6.2(B)為回油節流調速，節流閥安裝在低壓回路上，限制回油流量。回油節流后的油液雖然發熱，但進入油箱，不會影響執行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比較穩定。液壓挖掘機的工作裝置為了作業安全，常在液壓缸的回油回路上安裝單向節流閥，形成節流限速回路。如圖6.2（C）所示，為了防止動臂因自重降落速度太快而發生危險，其液壓缸大腔的油路上安裝由單向閥和節流閥組成的單向節流閥。此外，斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸在相應油路上也裝有單向節流閥。合流回路為了提高挖掘機生產效率、縮短作業循環時間，要求動臂提升、斗桿收放和鏟斗轉動有較快的作業速度，要求能雙（多）泵合流供油，一般中小型挖掘機動臂液壓缸和斗桿液壓缸均能合流，大型挖掘機的鏟斗液壓缸也要求合流。目前采用的合流方式有閥外合流、閥內合流及采用合流閥供油幾種合流方式。閥外合流的液壓執行元件由兩個閥桿供油，操縱油路聯動打開兩閥桿，壓力油通過閥外管道連接合流供給液壓作用元件，閥外合流操縱閥數量多，閥外管道和接頭的數量也多，使用上不方便。閥內合流的油道在內部溝通，外面管路連接簡單，但內部通道較復雜，閥桿直徑的設計要綜合平衡考慮各種分合流供油情況下通過的流量。合流閥合流是通過操縱合流閥實現油泵的合流，合流閥的結構簡單，操縱也很方便。閉鎖回路圖6.3閉鎖回路圖6.4再生回路動臂操縱閥在中位時油缸口閉鎖，由于滑閥的密封性不好會產生泄露，動臂在重力作用下會產生下沉，特別是挖掘機在進行起重作業時要求停留在一定的位置上保持不下降，因此設置了動臂支持閥組。如圖5.3所示，二位二通閥在彈簧力的作用下處于關閉位置，此時動臂油缸下腔壓力油通過閥芯內鉆孔通向插裝閥上端，將插裝閥壓緊在閥座上，阻止油缸下腔的油從B至A，起閉鎖支撐作用。當操縱動臂下降時，在先導操縱油壓P作用下二位二通閥處于相通位置，動臂油缸下腔壓力油通過閥芯鉆孔油道經二位二通閥回油，由于閥芯內鉆孔油道節流孔的節流作用，使插裝閥上下腔產生壓差，在壓差作用下克服彈簧力，將插裝閥打開，壓力油從B至A。再生回路動臂下降時，由于重力作用會使降落速度太快而發生危險，動臂缸上腔可能產生吸空，有的挖掘機在動臂油缸下腔回路上裝有單向閥和節流閥組成的單向節流閥，使動臂下降速度受節流限制，但這將引起動臂下降慢，影響作業效率。目前挖掘機采用再生回路，如圖6.4所示，動臂下降時，油泵的油經單向閥通過動臂操縱閥進入動臂油缸上腔，從動臂油缸下腔排除的油需經節流孔回油箱，提高了回油壓力，使得液壓油能通過補油單向閥供給動臂缸上腔。這樣當發動機在低轉速和泵的流量較低時，能防止動臂因重力作用下迅速下降而使動臂缸上腔產生吸空。6.1.3挖掘機的功用和對液壓系統的要求液壓挖掘機的液壓系統是由動力元件(各種液壓泵),執行元件(液壓缸.液壓馬達),控制元件(各種閥)以及輔助裝置(冷卻器.過濾器)用油管按一定方式連接起來組合而成。它將發動機的機械能,以油液作為介質,經動力元件轉變為液壓能,進行傳遞,然后再經過執行元件轉返為機械能,實現主機的各種動作。由于液壓系統的功能是傳遞,分配和控制機械動力,因此是液壓挖掘機的關鍵部分。,液壓挖掘機的液壓系統都是由一些基本回路和輔助回路組成，它們包括限壓回路、卸荷回路、緩沖回路、節流調速和節流限速回路等，由它們構成具有各種功能的液壓系統。挖掘—一般以斗桿缸動作為主,用鏟斗缸調整切削角度,配合挖掘。有特殊要求的挖掘動作,則根據作業要求,進行鏟斗,斗桿和動臂三個缸的復合動作,以保證鏟斗按某一特定軌跡運動。挖掘機一般工作在施工場合,因此工作環境惡劣,這就要求挖掘機的液壓系統和執行元件要有足夠的強度和非常好的密封性能。由于挖掘機的動作頻繁,因此,液壓元件和管路要能夠承受頻繁的液壓沖擊,以保證挖掘機能夠長時間安全穩定的工作。設計出便于操作，更加人性化，工作效率高，耗能少的挖掘機，才會在工程領域發揮更大的作用。6.2挖掘機液壓系統設計6.2.1制定基本方案(1)制定調速方案液壓執行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現。對于一般中小流量的液壓系統，大多通過換向閥的有機組合實現所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統，現多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現。速度控制通過改變液壓執行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現。相應的調整方式有節流調速、容積調速以及二者的結合——容積節流調速。節流調速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執行元件的流量來調節速度。此種調速方式結構簡單，由于這種系統必須用閃流閥，故效率低，發熱量大，多用于功率不大的場合。容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量來達到調速的目的。其