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1、原創(chuàng)通過答辯畢業(yè)設計說明書論文 QQ 194535455 摘要 3.5噸液壓挖掘機主要由工作裝置和行走裝置組成。本設計中主要是對工作裝置進行設計和分析計算。并對數據進行校核。我設計的內容包括動力系統(tǒng)設計，對行駛過程中的受力分析。運輸工況時的牽引力和牽引功率的平衡。我對工作裝置的設計主要包括工作裝置總體方案的選擇。工作裝置結構尺寸的確定。液壓缸的設計。以及設計合理性的分析。我對PLC設計的部分包括：介紹PLC設計的背景，挖掘機節(jié)能控制系統(tǒng)的介紹。I/O點的分配。PLC程序梯形圖和接線圖。本文完成的主要工作有： 1)建立了液壓挖掘機主工作裝置的數學模型； 2)針對工作裝置的計算工況，建立了相

2、關的力學模型； 3)確定了液壓挖掘機的設計方案，完成了主要參數的設計計算； 4)對主要工作裝置的鉸點和關鍵部位進行力學分析和計算； 5）PLC部分的設計 6）液壓回路分析 關鍵詞：3.5噸液壓挖掘機，工作裝置，設計合理性，可編程序控制器，液壓 ABSTRACT 3.5 ton hydraulic excavator is mainly composed of a working device and a walking device. This design mainly is the work of dev

3、ice design and calculation. And data checking. The design includes the design of the power system, the driving force analysis in the. The transport condition when the traction force and the traction power balance. I work on device design mainly includes the choice of the overall program of working d

4、evice. Determining the size of working device structure. The design of hydraulic cylinder. Design and analysis of rationality. I design to PLC portion includes : an introduction to PLC design background, energy-saving control system introduction. I/O point distribution. PLC programming ladder diagra

5、m and wiring diagram. This paper has completed the major work:1) establishment of hydraulic excavator work device of main mathematical model;2) the working device calculation conditions, establishes the mechanics model;3) determine the hydraulic excavator design, completed the design calculation of

6、main parameters;4) the main work of the hinge point and device the key parts of mechanical analysis and calculation;5) PLC6) part of the design of hydraulic circuit analysis Key words:3.5 ton hydraulic excavator, power system, working mechanism, design reasonable, PLC, hydraulic 目 錄

7、1 緒論 1 1.1本課題的目的和意義 1 1.2國內外小型挖掘機的發(fā)展情況 1 1.3本設計研究的主要內容 3 1.4本課題的技術難點及主要手段 4 2 總體方案構思 5 2.1基本原理及主要工藝 5 2.2主要構思方案 5 2.3本方案特點 6 3 動力系統(tǒng)的設計 7 3.1 牽引力和牽引功率的平衡 7 3.2發(fā)動機的選型 10 4 工作裝置的設計 14 4.1 工作裝置總體方案的選擇 13 4.2工作裝置結構尺寸的確定 15 4.3液壓缸的設計 18 4.4 設計的合理性分析 19 5 PLC部分的設計.-------------------------

8、------------------ 30 5.1 本課題PLC設計的背景---------------------------------------30 5.2 挖掘機節(jié)能控制系統(tǒng)-----------------------------------------30 5.3設計部分-------------------------------------------------. 31 6 液壓系統(tǒng)分析------------------------------------------- 34 6.1挖掘機液壓系統(tǒng)回路分析----------------------

9、------------------------------------------ 34 7結論----------------------------------------------------40 附錄Ⅰ 自動怠速PLC梯形圖---------------------------------41附錄Ⅱ 自動怠速PLC接線圖----------------------------------42附錄Ⅲ 整機的電氣控制圖------------------------------------43 參考文獻-----------------------------------

10、----------------------------------------------------------------44 致謝-----------------------------------------------------------------------------------------------------------45 1 緒論 1.1本課題的目的和意義 液壓挖掘機是一種多功能的機械，廣泛應用于水利，交通，電力工程，建筑和礦山機械，它在減輕繁重的體力勞動來確保工程質量。加快建設速度，提高勞動生產率起著重要的作用。液壓挖掘機的特點是多

11、品種，多功能，高質量、高效益，因此受到廣大施工單位的青睞。生產制造液壓挖掘機也日益繁榮。挖掘機液壓傳動是密切相關的發(fā)展主要是基于液壓技術的應用。其結構的發(fā)動機，液壓系統(tǒng)，工作裝置，行走裝置和電氣控制部分，工作條件差的挖掘機，要求的行動是非常復雜的，所以其液壓系統(tǒng)的設計，高要求的液壓系統(tǒng)是液壓系統(tǒng)是最復雜的。因此，挖掘機液壓系統(tǒng)的分析與設計已成為一個重要組成部分促進挖掘機。 目前在中國全面實施階段的基礎設施建設，沿海地區(qū)日益完善的基礎設施，挖掘應用市場環(huán)境，擴大和顯示了強大的Out look在可預見的在這個時候，一個小挖一些理論與實踐的研究顯然具有重要的現實意義和長遠的指導設計質量的權力的挖掘

12、機和主要工作裝置在很大程度上決定了整體性能的挖掘機，主題在這些領域的研究。 1.2國內外小型挖掘機的發(fā)展情況 1.2.1國內小型挖掘機的發(fā)展現狀 國內挖掘機市場比裝載機等工程機械起步晚，小挖則更晚。盡管近幾年小挖在國內市場的發(fā)展速度很快，主要生產廠家已近20余家，市場銷量增長率很高，現今國產挖掘機銷售量已占百分之三十幾。在國內小挖生產企業(yè)中，以三一重工為首，山河智能、江西南特、山東臨挖、杭州軍聯(lián)等企業(yè)組成的中國小挖團隊已經初具規(guī)模。但質量仍然有待提高。同國外特別是歐美的產品在質量上仍然有很大差距。 國內的小挖已形成各為8噸全系列產品，占據主要份額的國內市場和出口略有下降?？傮w技術水平國

13、內小挖在國際水平的第二十個世紀里，80年代末90年代先進技術，與國外的差距主要體現在整場比賽，微操作的性能，可維護性，可靠性，和外觀質量。 在這一階段，中國挖掘機還處于模仿階段，缺乏認識的自我發(fā)展能力和探索自己的長處。在價格上的優(yōu)勢，但國內鋼鐵制造流程，質量，但。一般還遠遠落后于國際先進水平。如在施工現場將能夠看到三位一體，使??挖掘機手臂。國產配件，質量低于標準。 未來的發(fā)展將受到長期的主要部分，一個是動力，液壓件。國內權力抗衡進口權力將需要一些時間，而國內液壓部分替代進口液壓配件更是巨大的努力。 1.2.2國外挖掘機目前水平及發(fā)展動向 早期的挖掘機生產工業(yè)國家，法國，德國，美國，俄

14、羅斯，日本是主要的生產國的液壓挖掘機鏟斗容量3.5-40立方米單桶從上世紀80年代，生產超大型挖掘機。開始從第二十世紀末，生產挖掘機在國際發(fā)展走向規(guī)?；?，小型化，多功能，致力與自動化。 （1）發(fā)展多品種，多功能，高質量和高效率的挖掘機。滿足需求的市政建設和農業(yè)建設，發(fā)展海外的微型挖掘機鏟斗容量0.25m3以下最低斗容量0.01立方米。此外，數量最大的挖掘機往往是機器的各種設備-除了被鏟，鏟，配有起重機，挖掘機，鏟斗平坡，裝載斗，耙齒，圓錐破碎，麻花鉆，電磁吸盤，振動器，推土板，影響鏟，容器叉架高空作業(yè)，鉸鏈板和拉鏟，等，以滿足各種需要的建設。同時，特種挖掘機的發(fā)展，專門用途，如低壓力比，低音

15、的聲音，特殊的水下和水陸兩用挖掘機。 （2）迅速發(fā)展，液壓挖掘機，不斷改進和創(chuàng)新的控制方法，挖掘機通過簡單的杠桿操縱的發(fā)展，液壓控制，操縱空氣壓力，液壓伺服控制和電氣控制，無線遙控，計算機集成過程控制。無線電控制在危險地區(qū)或水下作業(yè)，通過結合計算機控制接收器和激光制導，全自動操作挖掘機操作。這一切，全液壓挖掘機的奠定了基礎，創(chuàng)造了良好的前提。（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(fā)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(fā)動機轉速調節(jié)裝置，使挖掘機按最適合其作業(yè)要求的速度來工作；美國林肯貝爾特公司新C系列LS-5800型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統(tǒng)

16、，可自動調節(jié)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(tǒng)），提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能。 （4）更新的設計理論，提高可靠性和延長生命。有限的生命，美國，英國，日本等國家推廣使用設計理論作為一種替代傳統(tǒng)的無限壽命設計理論與方法，和疲勞累積損傷理論，斷裂力學，有限元方法，優(yōu)化設計，微機控制電液伺服疲勞試驗技術的先進技術，疲勞強度分析方法用在強度液壓挖掘機，促進產品質量高，效率和競爭力。美國評估動態(tài)強度，動態(tài)設計分析方法，并創(chuàng)立了理論預測的失敗和更新。日本制定了液壓挖掘機零件強度可靠性評估程序開發(fā)的住宅處理系統(tǒng)。的基礎理論指導下，通過大量的試驗次數，縮短新產

17、品的周期，加快置換過程中的液壓挖掘機，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機操作率85% -95%，超過10000小時的使用壽命。 （5）加強勞動保護，改善工作條件的驅動器的驅動器。液壓挖掘機駕駛室和落物保護結構和翻車保護結構，安裝靈活可調座椅，并降低噪聲的保溫措施。 （6）進一步完善的液壓系統(tǒng)。小型液壓挖掘機液壓系統(tǒng)，一個明顯的趨勢變化的變量系統(tǒng)。變量泵系統(tǒng)的過程中，壓力降低，增加流量測試液壓泵功率是恒定的，是配備了一個可變排量泵的液壓挖掘機往往可以充分利用最大功率的泵。下降時，外部阻力增加（減少的速度），成倍的增長率加上挖掘力；三回路液壓系統(tǒng)。生產三個獨立工作，互不影響運動。實現機械

18、功率匹配和傳達。第三泵成為獨立的開環(huán)快到其他體育運動。此外，該技術的液壓挖掘機，廣泛使用電子技術，自動控制技術創(chuàng)造了條件，為應用和推廣的挖掘機。 （7）迅速擴大電子，自動化技術在挖掘機。19年，為節(jié)省能源的消耗，減少環(huán)境污染，使操作方便，安全操作挖掘機挖掘機，降低噪音，改善駕駛員的工作條件，逐步應用在電子技術，自動控制技術。如挖掘機工作效率，節(jié)能，操作方便，安全舒適，可靠耐用，性能要求的提高，機電一體化，挖掘機，其性能有了質的飛躍。在19年代，微電子技術，尤其是計算機，微處理器，傳感器和檢測儀器在挖掘機，并促進其應用和推廣電子控制技術在挖掘機，并已成為一個現代化的重要標志，是一種先進的挖掘機

19、挖掘機配有發(fā)動機自動怠速和油門控制系統(tǒng)，功率優(yōu)化系統(tǒng)，模式的控制系統(tǒng)，監(jiān)測系統(tǒng)和電氣控制系統(tǒng)。 總之，外國的小挖的現狀和發(fā)展趨勢國外挖電流電平可以稱為成為非常有效，更好的性能可靠，運行平穩(wěn)、舒適，不需要擴大，即使它是駕駛室的外觀和質感也有一些國內汽車美容。國外小挖趨勢主要體現在：一機多功能的目標；提高業(yè)務績效目標實現智能化；節(jié)能模式控制；動態(tài)設計分析的基礎上設計的可靠性；以人為本的設計是基于微電子技術的發(fā)展，自動監(jiān)測系統(tǒng)。 1.3本設計研究的主要內容 設計的挖掘機3.5噸的小型液壓挖掘機。設計的總體設計，包括主臂的設計。優(yōu)點和缺點的總體設計的質量決定的其他部分的設計，并確定整體性能。合理

20、，整體設計是保證順利完成整個設計任務。因此，整體設計必須從更高層次和更高要求的總體設計。 小型液壓挖掘機的總體設計進行深入分析，并提出了切實可行的解決方案的設計計算的整體參數，總體布局，整體系統(tǒng)總體結構及其主要組成部分，并最終建模組件。主要工作裝置的設計是非常重要的整體設計。為整個挖掘機，主要工作和底盤行走系統(tǒng)的前提和保證整機工作，這將確定性能和整機質量。主要設備的設計必須綜合考慮，如尺寸，形狀，鉸點布局，工作過程中互不干擾，強度，剛度，等。至于底盤的履帶行走系統(tǒng)，是更穩(wěn)定的比車輪，轉向半徑小，地面的壓力，連接到更好的性能，更緊湊的結構安排，執(zhí)行操作更方便。本設計主要用于反鏟裝置，一些主要的

21、整體彎曲的熱潮，這是一個很好的得到更深入的挖掘。棒的一些主要的全局直線移動棒；桶的部分道路一側的斗齒。 分享到 翻譯結果重試 抱歉，系統(tǒng)響應超時，請稍后再試 · 支持中英、中日在線互譯 · 支持網頁翻譯，在輸入框輸入網頁地址即可 · 提供一鍵清空、復制功能、支持雙語對照查看，使您體驗更加流暢 1.4本課題的技術難點及主要手段 困難的整體設計的挖掘機，設計的主要工作裝置。主要設備是工作的一部分，整個機器，它直接影響機器的性能。它主要由臂臂油缸，杓棒，棒液壓缸，液壓缸桶。形狀的臂，臂和斗的大小，形狀，空間，結構和布局的病例系列和向陽尾小型液壓挖掘機模擬來確定最終的計算，證明其

22、設計也基本達到要求，能達到預期目標。底盤行走系統(tǒng)支持整個機械本體，它設計的好壞直接影響到穩(wěn)定的整體性能和運動性能。底盤行走系統(tǒng)主要由四個沿軌道框架和x-rack。經過研究確定液壓挖掘機底盤，全液壓驅動，轉向和制動。全液壓壓力可以使操作更加方便，而且更方便，也可以迅速和順利實現無級變速箱。 這個設計是指設計的數值計算和計算機圖形學。該設計方法主要采用模擬和傳統(tǒng)的法律。目標機，所需的技術分析和集對身體部位的決定性作用，適當的分析發(fā)現，核心的技術困難，整個設計和解決問題，以便找到相應的解決問題的辦法，最終的問題解決

23、 2 總體方案構思 2.1基本原理及主要工藝 必須明確設計在設計的早期作品。一般的建筑機械，必須包括電力系統(tǒng)，變速箱，底盤行走系統(tǒng)，操作控制系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)，這五個基本系統(tǒng)（見圖2 - 1）。電力系統(tǒng)主要用于柴油發(fā)動機，原因是因其良好的燃油經濟性，可靠性，電力，排氣污染和許多優(yōu)點；傳動系統(tǒng)主要類型建筑機械包括機械傳動，液壓機械傳動，這四種形式的液壓傳動與電氣傳動；底盤的輪式和履帶式行走系統(tǒng)2種類型，除了行走傳動裝置。操縱控制系統(tǒng)一般包括一個底盤控制系統(tǒng)和設備控制系統(tǒng)的一部分；執(zhí)行系統(tǒng)，包括各類設施和機構，各種類型。確定了五個基本的系統(tǒng)能夠確定基本設計。

24、 圖2-1 五大基本系統(tǒng)圖 2.2主要構思方案 根據實際調研結果，結合國內外工程用液壓挖掘機的相關資料，經過認真分析總結，又根據設計的要求，考慮到機械的實用性、經濟性、生產等方面的因素，仿照CASE系列和山河智能小型液壓挖掘機的整體結構和整機系統(tǒng)，擬定構思方案如下： （1）動力系統(tǒng)采用柴油發(fā)動機； （2）傳動系統(tǒng)采用靜壓傳動系統(tǒng)； （3）底盤行走系統(tǒng)采用履帶式底盤； （4）操縱控制系統(tǒng)采用全液壓控制系統(tǒng)； （5）執(zhí)行系統(tǒng)主要包括鏟斗、斗桿和動臂。動臂部分主要采用整體式彎動臂，斗桿部分主要采用整體式直動斗桿，鏟斗部分采用道側齒的鏟斗，而整個主工作裝置則采用反鏟裝置。 2.

25、3本方案特點 整體結構簡單，結構緊湊。履帶底盤行走，操作方便，適應性強，工作現場。機械能代替鋼軌道和橡膠履帶可以運行在不同的操作條件（在城市使用的橡膠履帶，野外作業(yè)用鋼軌道），適應性的網站。此外，使用履帶底盤結構，機械，機械穩(wěn)定性，全液壓驅動，可以方便地實現無級變速、自動剎車，并可實現大范圍的速度?？尚D的支持使機器容易達到360°旋轉，工作能力，可以大大提高。久保田發(fā)動機的前提下，保證功率達到布置安裝在一個較小的空間，使人體和轉盤不超過設計要求，滿足要求，運行成功。 3 動力系統(tǒng)的設計 動力

26、系統(tǒng)的設計需要計算整機的牽引力平衡和牽引功率平衡，選擇合適的柴油機，滿足功率和扭矩要求，且發(fā)動機的外形尺寸不和其它部件發(fā)生干涉。 3.1 牽引力和牽引功率的平衡 牽引平衡以及牽引功率平衡，以便分析機械傳動工作，牽引力是如何使用的發(fā)動機功率的消耗。平衡牽引，牽引功率平衡是指機械的任何時刻在運行過程中移動牽引平衡可以分析動態(tài)性能的挖掘機，牽引功率平衡可以選擇挖掘機發(fā)動機功率和牽引力分析。 3.1.1機械行駛作業(yè)過程中的阻力 挖掘機行駛作業(yè)過程中，在底盤行走架上有以下幾種阻力： （1）滾動阻力 (KN)

27、 (3-1) 式中 ——挖掘機自重(KN)，初步設定挖掘機自重為3500kg，也3500×9.8=34.3KN； ——滾動阻力系數，根據《鏟土運輸機械》表1-1，考慮到挖掘機的工作環(huán)境，取=0.07； ——坡角，根據任務書要求 =30°； 所以： (KN) 34.3×0.07×cos30°=2.08KN （2）坡度阻力（KN） =34.3×sin30°=17.15 KN （3）工作阻力（KN） （4）風阻力（KN） （5）加速阻力（KN） 3.1.2牽引工況時的牽引力平衡和牽引功率平衡 （1）牽引力的平衡 挖掘機在工作時，其切線牽引力需克服滾動阻力、坡度阻力、

28、工作阻力、風阻力及加速阻力，即： (3-2) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 式中：——切線牽引力，對于履帶式行走系： /； ——驅動力矩（）； ——履帶驅動功率， =0.96； ——驅動輪動力半徑。 由于挖掘機在進行挖掘作業(yè)時不行駛，進行推填作業(yè)時的工作阻力主要有水平切削阻力和推移阻力，由于本設計中的推土鏟主要對挖掘過的土壤進行推填，因此阻力較小，初步估計。 由于挖掘機的行走速度較慢，因此其風阻力和挖掘阻力均可忽略不計。 所以，在上式中風阻力和加速阻力均為0。 因此，挖掘機的切線牽引力

29、 =+=2.08+17.15+12=31.58 KN 由此得出牽引工況時挖掘所需總的牽引力。由于挖掘機是履帶式，有兩個驅動輪，所以對于每個驅動輪，其切線牽引力為： =/2=31.58/2=15.79 KN 欲得到每個驅動輪上的驅動力矩，就必須知道驅動輪的動力半徑，動力半徑可以由后面的底盤行走系部分得到：320.6 mm 所以驅動輪的總的驅動力矩為： ===10.55 KNm （2）牽引功率的平衡 挖掘機的工作裝置的設計，設備和行走裝置一般不同時，電力消費的主要工作裝置，因此，牽引功率應主要設備計算。主要工作裝置的工作，和底盤行走架不工作，使機器停在地方固定

30、。機械運動的速度為零，從而驅動輪的運動速度為0。挖掘機在這個時候，該發(fā)動機的動力消耗的主要工作的裝置。因此，機械傳動功率=0。 3.1.3運輸工況時的牽引力和牽引功率的平衡 挖掘機在運輸工況下沒有工作阻力，而行使速度較高，故此時風的阻力不能忽略不計。 由于沒有工作阻力，牽引力較小，故可以忽略滑轉引起的功率損失。 （1）牽引力的平衡 挖掘機切線牽引力： (3-3) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 式中 ——滾動阻力，=2.08 KN； ——坡度阻力

31、，=17.15 KN； ——風阻力； 取=0 (3-4) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 參考三河市智能我們系列小無尾機大小的液壓挖掘機，結合位點和設備的大小，以l=1200毫米；車輛高度根據機器的操作范圍地圖和參考三河市智能我們的系列，久保田系列小taillesshydraulic挖掘機，可以確定=2200毫米 則 對于其加速阻力

32、可以忽略不計。 所以其切線牽引力為： 2).牽引功率的平衡 挖掘機行走時的最大理論行使速度為：Km/h 對于履帶式機械：由于在運輸工況下，較小，速度較高，所以滑轉率。 因此，挖掘機的實際行使速度。 (3-5) ——參看《工程機械底盤構造與設計》P139 式中 ——滾動阻力功率，； ——克服坡道阻力功率，； ——克服加速消耗的功率，可以忽略不計，即=0； ——克服風的阻力功率， ； 所以， 也即挖掘機在運輸工

33、況時的驅動功率為： 3.2發(fā)動機的選型 3.2.1 單斗液壓挖掘機對柴油機的基本要求 目前和未來相當長的一段時間內單斗液壓挖掘機的功率仍將柴油機。很少使用其他原動機。由于柴油機的一個靈活的，艱苦的曲線，可靠，經濟優(yōu)勢。 單斗液壓挖掘機的基本要求是柴油發(fā)動機和汽車，類似于一個拖拉機。挖掘機工作條件更為惡劣，負荷不穩(wěn)定，有時勞累。因此，工作負載的柴油發(fā)動機是普遍低于額定負載。額定負載的汽車拖拉機，挖掘機，它指的是額定功率在接下來的幾個小時或以上的額定速度。 挖掘機的特點：在環(huán)境溫度變化（通?！?0o，最熱門的，有時長達60o丙），灰塵，污垢；負載變化；往往傾向于工作，有時在斜坡上常年工作

34、；維護條件。網站，遠從維修站。為此，柴油發(fā)動機的一些特殊要求： （1）柴油發(fā)動機維修不得少于3000至4000小時的工作。 （2）燃料消耗量不得超過190克/惠普?小時。石油消費量不應超過3至4克/ hp-hour。我希望不是缺乏燃料和油。 （3）結構簡單，保養(yǎng)維修方便，調整點少，備件可充分供應。 （4）低溫啟動容易。 （5）功率柴油機應被視為獨立的曲軸前端，側，或分配齒輪箱輸出全功率。因為有些挖掘機有時專用轉向泵或泵。 （6）至少可連續(xù)運行在額定功率，一個小時的功率不下降。工作四小時，掉電不超過5%。柴油機適應性因子不小于1.15 -1.20。配備全調速器。 （7）柴油機廠應配

35、備空氣過濾器，水或油冷卻裝置，電器儀表，控制機制和罩。還應考慮增加一個增壓器。 3.2.2 發(fā)動機功率的確定 根據牽引工況和運輸工況的功率平衡方程式分別算出所需功率，然后取其中較大值來選擇柴油機的標定功率。 （1）牽引工況 (3-6) 式中 ： ——機械傳動效率（履帶式包括履帶驅動功率）。計算時?。狠喬ナ?0.90～0.92；履帶式=0.87～0.89； ——液力變矩器效率，計算時取，采用機械傳動時； ——液壓泵的流量,； ——液壓泵進出口壓力差,； ——液力壓泵及液壓泵驅動機構的效率，可取～。 （2）按

36、運輸工況最高行駛速度計算 (3-7) ——參看《鏟土運輸機械》P37頁 =45.38KW 取其最大值： 綜合分析，考慮發(fā)動機和輔助動力和動力儲備，選擇廣西玉林柴油機有限公司生產，yc4108zg式柴油發(fā)動機，其基本參數列于表3.1 表3-1 YC4108ZG工程機用柴油機基本參數 名稱 技術參數 型號 YC4108ZG 型式 直列、水冷、立式、四沖程 吸氣方式 增壓 氣缸數 4

37、 氣缸直徑活塞行程（mm） 108115 活塞排量（L） 4.214 壓縮比 17：1 標定功率(KW)/轉速(r/min) 60/2200 標定工況燃油消耗率() 230 最大扭矩（）/轉速（r/min） 340/14001600 最大扭矩油耗率() 220 扭矩儲備率（%） 12 調速率（%） 1012 機油牌號 夏季用40CD、15W/40CD號，冬季用30CD、10W/30CD號 冷起動性能不帶冷起動裝置（℃） -10 冷起動裝置（℃） -25 傾斜角度（°） 橫傾25，縱傾30 全負荷最大煙度（FSN） 3.0 噪聲限值dB(

38、A) 113 凈值量(kg) 360 外形尺寸（長寬高）（mm） 690520560 4 工作裝置的設計 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(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。 4.1 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。 4.1.1 工作裝置的總體結構 圖4.1 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

39、9.鏟斗 液壓挖掘機工作裝置采用連桿結構原理，各部分的運動則通過液壓缸的伸縮來實現。最常用的反鏟工作裝置由鏟斗、連桿、搖臂、斗桿、動臂及鏟斗液壓缸、斗桿液壓缸、動臂液壓缸組成。 動臂下鉸點及動臂缸下鉸點鉸接在轉臺上，利用動臂液壓缸的伸縮，使動臂（亦即整個工作裝置）繞動臂下鉸點轉動，依靠斗桿液壓缸使斗桿繞動臂的上鉸點擺動，而鏟斗鉸于斗桿前端，并通過鏟斗液壓缸和連桿使鏟斗繞斗桿前端轉動。 總之，液壓挖掘機采用三組液壓缸使鏟斗實現有限的平面運動，加上液壓回轉馬達驅動回轉機構運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走液壓馬達驅動行走移位，使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖

40、掘作業(yè)的要求。 臂，臂和斗高輕度鋼板焊接結構，重量輕，強度高。兩根吊桿與轉讓針在中東的平臺前端支持一個鉸接次級部臂油缸3只是做伸展運動，繁榮的升降運動。 5鉸接于繁榮的結束和另一端鉸接桶和操縱桿。堅持恢復和拉伸依靠鉸鏈臂，斗桿液壓缸。 斗9鉸接在堅持到底的，伸展的鏟斗液壓缸使鏟斗繞鉸鏈旋轉點。角增大的斗，鏟斗液壓缸桶連接的聯(lián)系（如桿、搖桿8，等。）。 該運動的工作裝置可以單獨，也可以與轉盤轉動的同時，縮短周期的挖掘工作更快。到卸貨的位置，通常從挖掘地點或挖掘地點，同時旋轉和繁榮升降機返回從卸載位置。反鏟作業(yè)，根據需要把繁榮的同時把棍子或鏟斗卸同時旋轉桶和棒。 工作裝置銷合金鋼，滲碳處

41、理，強度高。各鉸點與油杯，注冊成脂潤滑油。工作裝置，鉸點處設有l(wèi)imited-bit塊以減少對燃料箱。部分由紅色座椅、斗齒斗齒。斗齒設置在紅色的座椅彈性的固定斗齒磨損可以更換。 4.1.2動臂和斗桿結構形式的選取 a) 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。 整體風格曲臂以獲得更大的深度挖掘，它是一種常見的形式，致力反鏟裝置，使用這種結構在現在常用的中小型液壓挖掘機反鏟。整體的繁榮結構簡單，價格低廉，外觀

42、，在剛度相同時，打火機。其結構堅固耐用，工作范圍，與長度直動臂挖掘機有較大深度的挖掘，但減少排放的高度，這是符合要求的反鏟挖掘機操作。其缺點為更換設備，那么多功能，同時增加了開采深度減少排放高度，形狀和強度的結構彎曲是值得注意的。 方案比較，結合任務書的要求的開挖深度和高度，可以看出，直臂顯然不適用，因此整體彎曲臂結構。提高了設計的可行性和可靠性的繁榮，確保其工作范圍和平滑的運動。其結構可以是鋼板焊接矩形盒變截面結構，內部和分區(qū)，增加強度和剛度 b) 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(yōu)點：油缸布置簡單；挖掘效率高，原

43、因是挖掘時受力好；相對來說耐用性好。并且可根據工作狀況來調節(jié)斗桿長度以實現優(yōu)化作業(yè)。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。動臂油缸和斗桿油缸布置形式的選取總體布局的動臂油缸底之前的繁榮，底部的旋轉平臺鉸接，都有一個特定形式的布局，將手臂向前和向后2繁榮。當氣缸的安裝尺寸的計劃，挖掘最大的高度和最大挖掘達到相同的最大挖掘深度的程序落后比著程序是小，即，1< h 2。此外，該計劃向后移動的力臂遭受普遍高于計劃。但當臂油缸的力是一樣的，后傾計劃可以得到一個大的作用力矩的繁榮。通過比較分析上述2個方案，結合使

44、命聲明，你可以選擇的布局程序。 4.2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。 4.2.1鏟斗參數的選擇 當鏟斗容量一定時，切削轉角、切削半徑和切削寬度之間存在著一定的關系，即具有尺寸和鏟斗轉過角度所切下的土壤剛好裝滿鏟斗（圖）。于是斗容量按下式計算： (4-1) 式中:——鏟斗充滿系數； ——土壤輸送系數。 根據經驗，一般取 (4-2) 式中:——鏟斗容量，；

45、 ——鏟斗平均寬度，。 由任務書要求可知，可得，這里取。 考慮到鏟斗切削入土和出土的余量，一般取，同時考慮到再轉都速度一定時轉都角度太大會增大挖掘力，降低生產率，一般取，這里取。在確定鏟斗寬度和轉斗角度以后，根據式(4-1)即可得到鏟斗轉斗切削半徑 （m） (4-3) 式中: ——鏟斗寬度， m； ——鏟斗轉斗角度的一半，（°）； ——土壤疏松系數； ——鏟斗充滿系數，這里取。 將數據代入得到 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。 4.2.2動臂和斗桿尺寸

46、的確定 動臂與斗桿的長度比為,當時稱為長動臂短斗桿方案，當時屬于短動臂長斗桿布置方案，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。，這里取。 根據CASE系列及玉柴挖掘機的作業(yè)參數，初步選取最大挖掘半徑，據統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般于的和值很接近，因此在和值已定時可按下列經驗公式計算： (4-4) (4-5) 式中：——動臂長，即尺寸CF長,mm； ——斗桿長，即尺寸FQ長，mm； ——鏟斗尺寸QV,即,mm； ——最大挖掘半徑，mm。 由此可初步計算得: ,初步選定。 ，初

47、步選定。 動臂的彎角一般可取，彎角大可增加挖掘深度，但降低了卸載高度，太小則對強度不利，針對任務書要求的最大挖掘深度較大，可初步確定。 圖4-2 工作裝置的尺寸圖 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CASE cx35系列和山河智能SWE40系列的小型液壓挖掘機，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(yè)參數（挖掘深度、卸料高度和挖掘高度）和挖掘力的要求，進行建模，對起鉸點位置進行優(yōu)化，從而確定各部分的結構尺寸,見表4-1所示: 表4.1 挖掘機反鏟機構的尺寸參數表 鏟斗

48、斗桿 動臂 機體 QV=1024mm QK=303mm KH=251mm HN=279mm FQ=1700mm EF=478mm FG=682mm GN=1080mm QN=239mm EG=722mm CF=3000mm CD=2017mm CB=1448mm DF=1549mm BF=1686mm CZ=1821mm ZF=1541mm @=120o CA=450mm 此時，工作裝置的基本尺寸和鉸點位置已基本確定。 4.3液壓缸的設計 本部分主要包括系統(tǒng)壓力的選取和液壓缸工作行程的確定。 4.3.1系統(tǒng)工作壓力的選取 根據《液壓氣動系統(tǒng)設

49、計手冊》 ,我們可以得到不同機械大致工作壓力，從而對設計有所參照和幫助。。表格入下所示： 表4.2 不同類型主機的工作壓力 主機類型 工作壓力 機床 精加工機床 0.2～2 半精加工機床 3～5 龍門刨床 2～8 拉床 8～10 農業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構 10～16 液壓機、中大型挖掘機、重型機械、起重機運輸機械 20～32 結合三一重工的小挖和凱斯CX35和山河智能SWE50H小型挖掘機，初選系統(tǒng)工作壓力為16。 4.3.2 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程應符合粒度要求的挖掘機操作臂油缸，當充分伸展，棍子缸全面收縮，桶處于直立狀態(tài)

50、，工作裝置排放的最大高度狀態(tài)；當繁榮剛滿stretchdipper桿油缸和鏟斗油缸收縮工作裝置最大挖掘高度狀態(tài)；當繁榮汽缸充分減少，臂和斗在垂直狀態(tài)的裝置，最大開挖深度狀態(tài)。 通過建模，在滿足最大挖掘深度的前提下，動臂缸的長度，在最大卸料高度位置時，動臂缸的長度，根據《機械設計手冊》第四卷P17_257活塞行程系列表，初步選定動臂缸的工作行程。 斗桿液壓缸應使斗桿有一定的擺角范圍，一般取100o～130o，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，通過分析，得到，，結合液壓缸行程的標準系列值，初步選定工作行程的液壓缸。 鏟斗液壓缸應使斗擺動角度范圍，當鏟斗液壓缸的角度充分收

51、縮，水桶與棒應大于10o，桶筒是完全延長，水桶滿負荷回到drillmakes土壤不被突然從桶的桶的整個過程中，桶筒之間的聯(lián)系和避免死亡，通過分析，長度的鏟斗油缸約800~1300 mm，因此初步選擇液壓缸。 在實際設計過程中，鉸鏈和液壓缸行程是難以確定的時間，通過反復修改，最終確定結構尺寸和液壓缸行程。 4.4 設計的合理性分析 前面機構參數的選擇計算是初步的，對其作業(yè)尺寸、挖掘力和強度等還要做進一步的分析校核。 4.4.1作業(yè)尺寸的校核 當液壓缸的缸徑和工作行程都確定后，其全伸和全縮時的長度也就確定了，此時根據工作裝置的基本尺寸就可以計算其作業(yè)尺寸。 根據所計算的挖掘阻力，初步選

52、取三個液壓缸的缸徑均為100mm。 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 動臂缸L1 斗桿缸L2 鏟斗缸 全縮長度（min） 1050 1232 850 全伸長度（max） 1810 2072 1350 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，通過分析，得，所以滿足任務書要求。 同樣，為最大挖掘高度和最大挖掘深度狀態(tài)，分析得，，均滿足任務書要求。 4.4.2 挖掘力的計算 在整個工作過程，挖掘力產生的缸應大于一個正常的挖掘阻力。挖掘阻力分為鏟斗挖掘阻力和挖掘阻力，設計鏟斗挖掘。挖掘阻力是不同的

53、在不同的地點，只有選擇最阻力位。 鏟斗挖掘土壤切削阻力與開采深度的變化和顯著的變化，切削阻力基本上是成正比的切割深度。但在一般的半成品，在上半場的過程中切削阻力后。上半場的過程中切削角無效，導致大量的切削阻力。降低切削阻力的表達有助于以下公式： (4-6) ——取自《單斗液壓挖掘機》P70 式中 : ——表示土壤硬度的系數，對于II級土宜取=50～80，對III級土宜取C=90～150,對IV級土宜取=160～320； ——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；

54、 ——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，??； ——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??； ——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 (4-7) 式中 ——密實狀態(tài)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；

55、 ——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 (4-8) 實驗結果表明，挖掘阻力點的方法是可變的，價值是較小的，一般=。更均勻，更小的土壤。從統(tǒng)計的角度來看，從零到強制簡化允許這樣它可以作為一個旋轉桶開采的最大阻力觀看。 本次設計中挖掘機在III級土壤上工作，故取。根據前面所取得鏟斗原始參數可知：cm，，，，同時由上可取其余參數如下：，，。 所以，切削刃擠壓土壤的力可取為：； 4.4.3 主工作裝置的強度校核 對主工作裝置進行校核需先選擇最不利工況來計算工作

56、裝置的受力，進而對工作裝置進行強度校核。 a) 工況的選擇 工作裝置，檢查，應首先確定結構的最不利工況下，最大應力條件的一個結構，在這一條件的基礎結構的驗算，強度設計計算選擇和負載。反鏟裝置和手臂的力量主要是由彎矩，所以計算位置根據反鏟挖掘阻力確定最大彎矩的棒或繁榮。第七章規(guī)定了單斗液壓挖掘機，設計使用的位置的計算方法： （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（斗桿液壓缸與斗桿尾部軸線夾角90o時）； （3）鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力的位置； 該工況下工作裝置位置如圖4.4所示。圖中各參數如下（未注單位為mm）： ，，，，，，，，，，，

57、，，，，，，，。 圖4.3最不利工況尺寸圖 b) 力的計算 在這個時候，工作臂的力量：重量的各個部分的工作臂（臂re-g1臂re-g2，斗re-g3）的作用和一斗齒的挖掘阻力。液壓缸工作狀況如下：斗油缸的作用力F桶，活塞桿承受力折算，臂油缸承受鎖緊力佛羅里達州'。 每個氣缸可以發(fā)揮最強烈確定使用下列方程： 式中：D——油缸的大腔直徑； P——液壓油作用力； 已選定D1=D2=D3=100mm，系統(tǒng)壓力p=16Mp，因此各油缸能達到的最大力： 取鏟斗為脫離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程求得鏟斗油缸的挖掘力 取工作裝置為脫離體，按對動

58、臂底部鉸點C的力矩平衡方程求得另一個鏟斗挖掘力。 =1.17KN 取斗桿為脫離體，按對鉸點F的力矩平衡方程求得斗桿油缸在被動狀態(tài)下的作用力： 而斗桿油缸的閉鎖力，由，說明。計算時取代入計算得到。 取鏟斗為脫離體，連桿HJ為二力桿，其對鉸點J作用力的方向沿HJ方向，按對鉸點Q的力矩平衡方程，可求得鉸點J處受力。 由鏟斗在水平和豎直方向上的合力分別平衡可求得鏟斗在鉸點Q處受到的 水平力。 =141.3KN 根據鉸點H處的力平衡，可求得搖桿HN對鉸點H的水平力。

59、 以斗桿為脫離體，根據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和豎直力。 以整個工作裝置為脫離體，按對鉸點C的力矩平衡方程可求得動臂缸的作用力，再按力平衡方程可求得動臂在鉸點C處受到的水平力和豎直力。 到此，各鉸點的力均已求出。 c) 主工作裝置的強度校核 （1） 斗桿的強度校核 堅持的變截面箱形結構，鋼板焊接在一起，有時為了提高剛性的內部加分區(qū)。第三章根據機械設計手冊，第一卷，桿材料的選擇行為，力學性能，焊接性能和低溫韌性，冷沖壓和切削阻力，q235-a鋼相比，強度為50

60、%，大氣腐蝕，增加20至38%，良好的低溫沖擊韌性便宜，應用廣泛。大型船舶，車輛，橋梁和其他結構承受動態(tài)負荷。 將被分解成點力沿軸向方向桿和垂直軸，力的大小，如表4.3所示，力的方向和內部應力，如圖4.5所示。 表4-3 斗桿在各鉸點的受力大小 (單位KN) Q點 N點 E點 F點 沿斗桿F1 133.44 11.99 91.42 112.09 垂直斗桿F2 34.78 32.25 21.11 69.13 FN2=32.25KN FF2=69.131KN FQ2=34.78KN FF1=112.09KN M=82.06KN FD1=

61、82.06KN FD2=45.49KN .4KN FE1=91.42KN FE2=21.11KN FN1=11.99KN 圖 4-4 力矩圖 133.44KN 121.45KN 30.03KN 34.78KN 2.53KN 23.64KN 7.83KN.M 10.14KN.M 50.91KN.M 61.83KN.M 圖4-5 斗桿的受力和內應力圖 其裝載圖分析表明，貼在鉸鏈點的彎矩，接口是一個危險的部分，具體參數的截面圖4.6所示。在橫截面： N=30.03KN Q=23.64KN MMAX=61.83KN 斗桿的材料選用16M

62、n，由鋼板焊接成的矩形箱結構，鋼板的厚度為15mm，16Mn的許用應力，對其進行內應力校核如下： 其截面面積為： 抗彎截面系數為： 16Mn的許用應力 圖4-6 斗桿的截面圖 截面所受的正應力為： 所以，斗桿的強度滿足要求 （2） 動臂的強度校核 臂鉸點的力分解為方向的軸線方向和垂直軸的臂沿著繁榮各力大小如表4.4所示。 表4-4動臂各鉸點的受力 C點 B點 M點 F點 沿動臂F1 28.16 69.14 95.15 127.88 垂直動臂F2 34.73 15.96 4.99 17.64 分析，鉸鏈點移動手臂的瞬間最

63、大，這里有角，容易產生應力集中，截面的危險截面，繁榮的材料仍然鋼板厚度截面specificparameters15毫米，見圖4.8： 圖4-7動臂的截面尺寸圖 在該截面上的力N=34.59KN Q=15.84KN MMAX=52.83KN 其截面面積為： 抗彎截面系數為： 截面所受的正應力為： 所以，動臂的強度也滿足相應要求。 5 PLC部分的設計 5.1 本課題PLC設計的背景 土方挖掘是挖掘機最主要的一種作業(yè)方式。根據土方量和運載距離，一般一臺挖掘機配有若干臺自卸車輛，進行連續(xù)

64、作業(yè)。連續(xù)作業(yè)過程是：自卸車輛開進挖掘機卸載位置；挖掘機挖掘土方，回轉卸載，裝滿車輛；車輛開走，挖掘機挖掘一滿斗土方，回轉至卸載位置，等待下一車輛進入裝載點。這種作業(yè)方式一般要求挖掘機按照H模式工作，柴油機的轉速基本在額定轉速附近，以發(fā)揮機器的最大功率。據作者在工地現場觀察，挖掘機等待卸載的時間較長（大約在一分鐘左右），等待時間內液壓泵的負載功率很小。如果柴油機一直處于高速空轉的狀態(tài)，既浪費燃油，又增加了柴油機的磨損。而駕駛員在此期間內一般不會改變調速手柄的位置。在上述情況下，對調速手柄的位置進行自動控制是一種有效的節(jié)能措施，這就是實施柴油機自動怠速控制的出發(fā)點。原理是：在挖掘機的工作間歇，各

65、執(zhí)行元件均無動作。如果這種狀態(tài)超過事先設定的時間，壓力繼電器將這一信號輸送到控制器，控制器發(fā)出控制信號給油門執(zhí)行器，控制油門拉桿轉動，使柴油機處于怠速運轉，以節(jié)約燃油，減少柴油機和液壓泵的磨損以及系統(tǒng)發(fā)熱。當駕駛員操作任何一個先導控制手柄準備再次作業(yè)時，控制器又會將柴油機恢復到設定轉速。 由于液壓挖掘機在工作時需要控制的自由度多，駕駛員操作時手腳有限，往往造成駕駛員無暇。根據負載的大小調節(jié)發(fā)動機的油門，只能使油門處于固定位置，因而造成大量的能量損耗和嚴重的機械磨損。針對挖掘機能量損失情況，采用PLC控制，以檢測到的柴油機的轉速為判斷信號。PLC控制程序根據操作員選擇的不同檔位后，按照控制命令

66、執(zhí)行指令，驅動步進電機的轉向和轉角，實現油門開度的高精度控制，使發(fā)動機-液壓泵系統(tǒng)處于最經濟的匹配工作狀態(tài)，從而使油門的開度始終處于所選擇的柴油機轉速上。 5.2 挖掘機節(jié)能控制系統(tǒng) 節(jié)能控制裝置包括主控制器、油門控制器、柴油機油門執(zhí)行器以及一些必要的模擬量、開關量傳感器。它主要以柴油機的調速手柄位置的定位控制和液壓泵的排量調節(jié)為基礎來實現挖掘機的節(jié)能控制目的 5.2.1 功率模式設定 （1）H模式：柴油機處于額定轉速工況，液壓泵設定為最大功率檔。在實際運行中，液壓泵的吸收轉矩將根據工況自動調節(jié)，在保證柴油機功率得到最大利用的同時，柴油機不會因過載而熄火。若要求挖掘機高速度強力作業(yè)時選用此檔； （2）S模式：柴油機的最高設定轉速處于最低燃油消耗區(qū)，同時兼顧動力性，約為1850轉/分鐘左右，同時控制液壓泵的吸收轉矩，使液壓泵輸入功率的總和約為柴油機的最大功率的85%。此時可用油門指令電位器調節(jié)調速手柄位置在怠速轉速和最高設定轉速之間變換，此模式適用于經濟挖掘； （3）L模式：柴油機最高設定轉速約為1600轉/分鐘左右，液壓泵輸入功率的總和約為柴油機的最大功率 的60，此模式適