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Excavators composed mainly by the engine, equipment, rotary, part running gear and electrical equipment and hydraulic systems. The design is mainly about excavator working device design, equipment is done directly mining task means comprehensive universal design research work means having great significance in promoting the development of domestic excavator. Firstly, through the excavator working device structure and principle analysis, in this analysis, based on the overall structure of the proposed scheme; then, by motion analysis of the main dimensions of each component was calculated; then, for each of the main components were designed and school nuclear and hydraulic system design; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a working device assembly drawing and main parts diagram, hydraulic system schematics. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future of work and life of great significance. Keywords: Wheel excavator; Work equipment; Boom; Arm; Bucket 目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2國內(nèi)外挖掘式裝載機研究現(xiàn)狀 1 1.3設計要求 2 1.3.1設計技術參數(shù) 2 第二章 工作機構總體設計 4 2.1工作機構構成及原理分析 4 2.2確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 5 2.2.1確定動臂的結構形式 5 2.2.2　確定斗桿的結構形式 6 2.2.3鏟斗的結構選擇 6 2.3確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 6 2.3.1動臂油缸的布置 6 2.3.2斗桿油缸的布置 8 2.3.3鏟斗油缸的布置 8 第三章 工作機構運動分析及基本尺寸計算 10 3.1動臂部分 10 3.1.1動臂運動分析 10 3.1.2動臂基本尺寸計算 11 3.2斗桿部分 15 3.2.1斗桿的運動分析 15 3.2.2斗桿基本尺寸計算 16 3.3鏟斗部分 17 3. 3.1 鏟斗的運動分析 17 3.3.2鏟斗基本尺寸計算 21 3.4連桿、搖臂部分 21 3.5銷軸與襯套 22 第四章 工作機構校核計算 24 4.1斗桿校核計算 24 4.2動臂校核計算 31 第五章 液壓系統(tǒng)設計 33 5. 1設計要求 33 5. 2動力元件的選擇 33 5. 3執(zhí)行元件的選擇 34 5. 4液壓控制元件選擇 35 5. 5液壓系統(tǒng)輔助元件選擇 36 5.6液壓系統(tǒng)原理圖 36 總 結 38 參考文獻 39 致 謝 40 40 第一章 緒論 1.1研究背景及意義 我國是一個發(fā)展中國家，在遼闊的國土上正在進行大規(guī)模的經(jīng)濟建設，這就需要大量的土石方施工機械為其服務，而挖掘式裝載機是最重要的一類土石方施工機械。因此，可以肯定挖掘式裝載機的發(fā)展空間很大?？梢灶A見，隨著國家經(jīng)濟建設的不斷發(fā)展，挖掘式裝載機的需求量將逐年大幅度增長。今后幾年我國挖掘式裝載機行業(yè)將會有一個很大的發(fā)展，挖掘式裝載機的年產(chǎn)量將會以高于20％的速度增長。 中國挖掘式裝載機市場自1997年開始已進入了一個較快的發(fā)展時期， 2001年與2000年比較，全國挖掘式裝載機的產(chǎn)、銷量分別增長55％和56％。截止到2002年8月底全國挖掘式裝載機的銷量已超過13000臺，超過了2001年全年的銷售數(shù)。2003年全國挖掘式裝載機的銷售量超過18000臺。顯然，挖掘式裝載機在整個工程機械行業(yè)中是產(chǎn)、銷量增長最快的機種之一。 而在挖掘式裝載機中最為重要的就是關于工作機構設計，因為挖掘式裝載機的工作機構能夠最為明顯的體現(xiàn)機器的工作能力和工作壽命，所以設計工作可靠，性能好，成本低，效率高，維護使用方便的工作機構就顯得格外重要。 1.2國內(nèi)外挖掘式裝載機研究現(xiàn)狀 （1）國外研究現(xiàn)狀 國外挖掘式裝載機生產(chǎn)歷史較長，液壓挖技術的不斷成熟使挖掘式裝載機得到全面的發(fā)展。德國是世界上較早開發(fā)研制挖掘式裝載機的國家，1954年和1955年德國的德馬克和利渤海爾公司分別開發(fā)了全挖掘式裝載機；美國是繼德國以后生產(chǎn)挖掘式裝載機歷史最長、數(shù)量最大、品種最多和技術水平處于領先地位的國家；日本挖掘式裝載機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展上起來的，其主要特點是在引進、消化先進技術的基礎上，通過大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的；韓國是挖掘式裝載機生產(chǎn)的后起之秀，20世紀70年代開始引進技術，由于產(chǎn)業(yè)政策進入國際市場，并已擠入國際挖掘式裝載機的主要生產(chǎn)國之一。 20世紀60年代，挖掘式裝載機進入成熟期，各國挖掘式裝載機制造商紛紛采用液壓技術并與其它技術相結合，使產(chǎn)品適應性得到了較快的發(fā)展，產(chǎn)品壽命和質(zhì)量不斷得到提高，操縱更加舒適，產(chǎn)品更加節(jié)能。例如美國卡特彼勒公司1955年以后推出的300B系列挖掘式裝載機，采用一種命名為maestro的系統(tǒng)，通過載荷傳感液壓裝置，控制發(fā)動機的輸出功率，實現(xiàn)與液壓泵的嚴格匹配。Maestro控制面板在機型上安裝兩種功率模式和四種工況狀態(tài)，允許用戶自行決定功率工況模式。再如韓國現(xiàn)代公司生產(chǎn)的ROBEX450-3型挖掘式裝載機，有四種功率模式，通過集成化的電子控制系統(tǒng)自動確定最佳的發(fā)動機轉速和液壓泵的輸出參數(shù)，使得發(fā)動機、液壓泵的速度及液壓用液壓系統(tǒng)壓力與實際工況相適應，從而獲得最高的生產(chǎn)率和最佳的燃油消耗。此種技術在日本松、日立建機、神鋼、韓國大宇重工、德國的利渤海爾、英國的JCB等到公司均得到普遍應用，代表了當代挖掘式裝載機的最高水平。 （2）國內(nèi)研究現(xiàn)狀 早在1958年國內(nèi)便開始了挖掘式裝載機的研制開發(fā)工作，隨后開發(fā)出一系列比較成熟的產(chǎn)品。當時出于受配件如發(fā)動機、液壓件及企業(yè)自身條件的影響，其質(zhì)量和產(chǎn)量遠未達到應有的水平，與國外同類產(chǎn)品相比也存在較大差距。 到了80年代末和90年代初，世界各工業(yè)發(fā)達國家挖掘式裝載機技術水平得到了迅速的提高，突出表現(xiàn)在追求高效率(同一機重的挖掘式裝載機功率普遍提高，液壓系統(tǒng)流量增大作業(yè)循環(huán)時間減小，作業(yè)效率大大提高)；高可靠性和追求司機操作的舒適性。 國內(nèi)原有的數(shù)家挖掘式裝載機專業(yè)生產(chǎn)廠為了生存和發(fā)展，利用自身的實力和豐富的挖掘式裝載機生產(chǎn)經(jīng)驗，紛紛在工廠的技術改造、試驗研究、新產(chǎn)品開發(fā)方面下大功夫。有的新開發(fā)的產(chǎn)品(也包括某些已生產(chǎn)多年的老產(chǎn)品)為了提高作業(yè)的可靠性，干脆采用了進口的液壓件和發(fā)動機，甚至于整個傳動系統(tǒng)都按照采用國外元件來設計，這種經(jīng)過改型或新設計開發(fā)的挖掘式裝載機其工作可靠性和作業(yè)效率得到很大的提高。這樣，引進和消化國外的不少技術，在技術方面都有了長足的進步。 國內(nèi)挖掘式裝載機行業(yè)近年來雖有很大發(fā)展，但與國外挖掘式裝載機行業(yè)發(fā)達國家相比仍存在許多不足，其原因除了國內(nèi)挖掘式裝載機加工水平落后之外，挖掘式裝載機設計水平與發(fā)達國家相比也有較大的差距，尤其是一些先進設計技術的掌握和應用。 1.3設計要求 1.3.1設計技術參數(shù) 本次設計的挖掘式裝載機工作機構，選定的參數(shù)如下表： 標配斗容量： 0.2m3 主泵最大流量： 119L/min 整車重量： 6000KG 主油路系統(tǒng)工作壓力： 24.5Mpa 發(fā)動機功率： 33.2KW 行駛(走)速度(高/低)： 28km/h 發(fā)動機品牌： YANMAR 回轉速度： 10r/min 發(fā)動機型號： 4TNV94L 爬坡能力： 40% 最大挖掘高度： 5326mm 尾部回轉半徑： 1602mm 最大卸載高度： 3592mm 最小離地間隙： 269mm 最大挖掘深度： 3411mm 配重離地間隙： 982mm 最大挖掘半徑： 6087mm 上車平臺寬度： 1785mm 斗桿長度： 1600mm 下車平臺寬度： 2014mm 斗桿挖掘力(ISO)： 29.2kN 駕駛室總高度： 2887mm 鏟斗挖掘力(ISO)： 40.4kN 整機全長： 6130mm 推土板寬度： 1944mm 整機全寬： 2014mm 推土板高度： 398mm 整機全高： 2557mm 軸距： 2100mm 第二章 工作機構總體設計 2.1工作機構構成及原理分析 1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側板；8-連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿. 圖2-1 工作機構組成圖 圖2-1為挖掘式裝載機工作機構基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作機構由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應的三組液壓缸1, 4,10等組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作機構繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動。 挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作機構轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作機構轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作機構再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)[2]。 在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘式裝載機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。 2.2確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 2.2.1確定動臂的結構形式 動臂是工作機構中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。 整體動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘式裝載機，如圖2-2所示。 圖2-2 整體動臂結構簡圖 采用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。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節(jié)變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。 整體式變動臂結構簡單、價廉，風度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作機構少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全　不通用的工作機構。一般說，長期用于作業(yè)相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。 組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。 組合式動臂與整體式動臂相比各有優(yōu)缺點，它們分別適用于不同的作業(yè)條件。組合式動臂的主要優(yōu)點是： （1）工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化進行調(diào)整。當采用螺栓或連桿連接時調(diào)整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調(diào)節(jié)。 （2）較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統(tǒng)一化問題。因此其替換工作機構較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業(yè)裝置要求，不需拆換。 （3）裝車運輸比較方便。 由于上述優(yōu)點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用挖掘式裝載機作業(yè)條件多時采用組合式動臂較為合適。 本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。 2.2.2　確定斗桿的結構形式 斗桿也有整體式和合式兩種，大多數(shù)挖掘式裝載機都采用整體式斗桿，當需要調(diào)節(jié)斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置2～4個可供調(diào)節(jié) 時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。 2.2.3鏟斗的結構選擇 鏟斗結構形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘式裝載機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求[1]： 有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)壁不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運動規(guī)律。 要使物料易于卸盡。 為使裝進鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。 綜上考慮，選用中型挖掘式裝載機常用的鏟斗結構，基本結構如圖2-3所示。 圖2-3 鏟斗 2.3確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 2.3.1動臂油缸的布置 動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。 ①油缸前傾布置方案，如圖2-4所示，動臂油缸與動臂鉸接于E點。當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。 ②油缸后傾布置方案，如圖2-5所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。 當兩方案的動臂油缸安裝尺寸DE′、鏟斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半徑R相等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即＜。此外，在后傾方案中，動臂EF部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點C與動臂油缸下鉸點D的距離CD雙前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂Cp也較大。因此，在動臂油缸作用國相同時，后傾方案得到較大的動臂作用力矩，這量其優(yōu)點。 圖2-4 動臂油缸前傾布置 圖2-5 動臂油缸后傾布置 在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作機構的作業(yè)尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。 本設計選用動臂油缸前傾布置方案。 2.3.2斗桿油缸的布置 確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。 ①保證斗桿油缸產(chǎn)生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產(chǎn)生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的偷稅漏稅力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產(chǎn)生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍可以取得越小一些。 ②保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取100°～130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于10cm。鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，應進行適當修改。 2.3.3鏟斗油缸的布置 確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。 ①保證轉斗挖掘時產(chǎn)生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產(chǎn)生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產(chǎn)生的最大斗齒挖掘應能使?jié)M載鏟斗靜止不動 ②保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取140°～160°，在特殊作業(yè)時可以大于180°，擺角位置可以按圖3-7布置。當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10°,常取15°～25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。 ③鏟斗從位置Ⅰ到位置Ⅱ時（圖2-6），鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置I開始挖掘。因此，目前一般取位置I至位置II的轉角為30°～50°，在這個角度范圍內(nèi)可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力。 圖2-6 鏟斗擺角范圍 第三章 工作機構運動分析及基本尺寸計算 3.1動臂部分 3.1.1動臂運動分析 動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度； A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點. 圖3-1 動臂擺角范圍計算簡圖 φ1是L1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻也都是L1的函數(shù)。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。 則有： 在三角形ABC中： L12 = l72+l52-2×COSθ1×l7×l5 θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2×l7×l5] 在三角形BCF中： l222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1 α20 = COS-1[（l72+ l12- l222）/2×l7×l1] 由圖3-3所示的幾何關系，可得到α21的表達式： α21 =α20+α11-θ1 當F點在水平線CU之下時α21為負，否則為正。 F點的坐標為 XF = l30+l1×cosα21 YF = l30+l1×Sinα21 C點的坐標為 XC = XA+l5×COSα11 = l30 YC = YA+l5×Sinα11 動臂油缸的力臂e1 e1 = l5×Sin∠CAB 顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。這時 L1 = Sqr（l72-l52）= l5 × Sqr（δ2-1） θ1 = cos-11/δ 3.1.2動臂基本尺寸計算 由于鏟斗容量＝0.2m3，根據(jù)國內(nèi)外挖掘式裝載機有關設計標準，通過類比法，選出參數(shù)機重＝6噸。 又根據(jù)經(jīng)驗公式計算法，參考表1-3機體尺寸和工作尺寸經(jīng)驗系數(shù)表①，線尺寸參數(shù):=m 得出:最大挖掘半徑—=3.35×=5.728m； 最大挖掘深度—=2.05×=3.505m； 最大卸載高度—＝1.55×=2.65m； 據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般與+ + 的和值很接近。因此由要求，已定的和可按下列經(jīng)驗公式初選、： 　　　　　　　?。健? 　=K 其中：=5.728m；＝1.8； 經(jīng)計算得出：=1.759m； = =1.8×1.759=3.166m 在三角形CZF中，、和都可以根據(jù)經(jīng)驗初選出： 其中：—動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度， 但太小對結構的強度不利，一般取120°～140°，?。?40°； —前面已算出為3.166m； —動臂轉折處的長度比，一般根據(jù)結構和液壓缸鉸點B的位置來考慮，初步設計取＝1.1～1.3，?。?.2； 因此根據(jù)公式：可以算出、、 圖3-2 動臂實際尺寸 l＝　　　　　　　　 l＝K l　　　　　　　　　　　　　　　　　　 α=∠ZCF＝arccos() 經(jīng)計算得出：ZC= =1.529m； ZF= =1.834m； =17.9° 如圖3-3所示。 動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比K4按不同情況選取，專用反鏟可取＜0.8；以反鏟為主的通用機，＝0.8～1.1；斗容量1m3左右的通用機，則可?。?。 本設計中取＝1。 的取值對特性參數(shù)、最大挖掘深度和最大挖高有影響。 加大會使減小或使增大，這下符合反鏟作業(yè)要求，因此基本用作反鏟的小型機取＞60°。 本設計中取＝70°。 斗桿液壓缸全縮時=最大（圖3-3），常選（）= 160°～180°.本設計中取（）＝170°。 取決于液壓缸布置形式，動臂液壓缸結構中這一夾角較 圖3-3 最大卸載高度時動臂機構計算簡圖 小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼加耳座上，B在Z的下面。初定∠BCZ＝5°，根據(jù)已知∠CZF＝22.1° ，解得∠BCF＝17.1°。 由圖3-3得最大卸載高度的表達式為 　 由圖3-4得最大挖掘深度絕對值的表達式為 將這兩式相加，消去， 并令＝＋，＝+-，得到： ＋－［--A)］+［-1］=0 又特性參數(shù)： ＝ 圖3-4 最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖 因此　　　　　?。? 　　　　　　　　=) 將上式代入式（3-6）則得到一元函數(shù)f()=0。式中和已根據(jù)經(jīng)驗公式計算法求出，經(jīng)計算得出：＝29.6°；＝73.5°，最后由求為： ＝ ＝＝0.638m （其中：=3.166m；＝1.759m；＝97.1°； 由于履帶總高＝0.32·＝0.547，近似取=0.65m）， 然后，解下面的聯(lián)立方程，可求σ和ρ： 　　　　　=arcos()=arc() =arcos()=arc() 于是：　　　= =λx =σ· 經(jīng)計算得出：＝1.63；＝0.67；=0.952m； ＝1.52m；=1.61m 得到的結果符合下列幾何條件：+=2.36≥；|- ︳=0.96≤1 3.2斗桿部分 3.2.1斗桿的運動分析 如下圖3-5所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F(xiàn)點為動臂與斗桿的鉸點，E點為斗桿油缸與斗桿的鉸點。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； θ斗桿擺角. 圖3-5 斗桿機構擺角計算簡圖 在三角形DEF中 L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9 θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] 由上圖的幾何關系知 φ2max =θ2 max-θ2min 則斗桿的作用力臂 e2 =l9Sin∠DEF 顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9， 此時θ2 = COS-1（l9/l8），L2=sqr（l82-l92） 3.2.2斗桿基本尺寸計算 第一步計算斗桿挖掘阻力： 斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數(shù)，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角=50°～80°,?。?5°，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時半齒的實際行程為： 其中：—斗桿挖掘時的切削半徑，； ?。剑?.759＋0.803＝2.562m 斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算： ＝ 斗桿挖掘阻力為： 式中—挖掘比阻力，由表0－10①查得，＝20（III級土壤以下） 　　—土壤松散系數(shù)近似值取1.25。 　　斗桿與鏟斗和之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉角往往要達到150°～180°， 0.866＝ 計算得：＝＝1.137m 把、、、、代入式3-12得 ＝2.48KN 第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。 ＝m 其中：根據(jù)經(jīng)驗公式計算法得出＝13.96KN 斗桿液壓缸初始力臂與最大力臂之比是斗桿擺角的余弦函數(shù)。設,則 ＝ 　由圖2－7，取，求得 ＝＝1.203m （其中斗桿擺角范圍大致在105°～125°，取＝105°） ==1.588m 3.3鏟斗部分 3. 3.1 鏟斗的運動分析 鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖3-5所示，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F(xiàn)點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點[1]。 鏟斗連桿機構傳動比i 利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)： 在三角形HGN中 α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14] α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14] α32 = ∠GMN = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 在三角形HNQ中 l 272 = l142 + l212 + 2×COSα23×l14×l21 ∠HNQ = COS-1[（l212+l142- l272）/2×l21×l14] 在三角形QHK中 α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] 在四邊形KHQN中 ∠NHK=∠NHQ+∠QHK 鏟斗油缸對N點的作用力臂r1 r1 = l13×Sinα32 連桿HK對N點的作用力臂r2 r2 = l13×Sin ∠NHK 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 連桿機構的總傳動比 i =（r1×r3）/（r2×r4） 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L3的函數(shù)，用L3min代入可得初傳動比i0，L3max代入可得終傳動比iz。 鏟斗相對于斗桿的擺角φ3 鏟斗的瞬時位置轉角為 φ3 =α7+α24+α26+α10 其中，在三角形NFQ中 α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2] α10暫時未定，其在后面的設計中可以得到。 當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉角:φ3 = θ3-θ3min 鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min 圖3-6 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖 見圖3-7所示，斗齒尖V點的坐標值XV和YV，是L1 、L2、L3的函數(shù)只要推導出XV和YV的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導如下: 由F點知： α32= ∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 在三角形CDF中：∠DCF由后面的設計確定，在∠DCF確定后則有： l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6 l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8 α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8 在三角形DEF中 L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9 圖3-7 齒尖坐標方程推導簡圖1 則可以得斗桿瞬間轉角θ2 θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] α4、α6在設計中確定。 由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） 由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） 由Q點知： α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10 在三角形CFQ中： l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3 α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] 在三角形NHQ中： l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21 α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] 在三角形HKQ中： l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24 α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] 在四邊形HNQK： ∠NQH =α24 +α26 α20 = ∠KQV，其在后面的設計中確定。 在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。 3.3.2鏟斗基本尺寸計算 本次設計鏟斗容量初步選擇為q=0.2m3 由經(jīng)驗公式M=2179+25147q 可以得到整體質(zhì)量大約是6 噸左右，再由P=7.7+0.0046M 可以推斷出發(fā)動機的功率P=7.1KW 當我們得知了鏟斗的斗容量，其他的一系列數(shù)據(jù)的也可以隨之而的出來了 。 斗容量、平均斗寬，還都是有轉斗挖掘半徑和轉斗挖掘裝滿轉角（這里令＝）是鏟斗的四個非常重要的主速度要參數(shù)。、及三者與之間有以下幾何關經(jīng)過經(jīng)驗公式計算，可以大概得出的數(shù)據(jù)為 = 其中：—0.2m 其中：=0.2m3(已知)，鏟斗斗容量； 　 —鏟斗挖掘半徑，單位m； —鏟斗斗寬，根據(jù)經(jīng)驗公式反原理鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍，查表可以得到，取＝0.75m； —鏟斗的挖掘裝滿的通常轉角一般都是取90°~100°，取它的具體值為95° 把各個數(shù)據(jù)代入到公式里面得到： ＝0.803m 斗齒參數(shù)的選擇 根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 齒寬＝0.11=0.11×=0.064m; 根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 長＝0.26＝0.26×＝0.152m; 根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 斗前臂與切削面的間隙取=0.7=0.0448m 又由于鏟斗寬度B=0.75m,齒寬與齒距之和為0.064+0.18=0.244m ==3.07 因此鏟斗裝有3個齒 3.4連桿、搖臂部分 從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求考慮，必須保證鏟斗六連桿機構在全行程中任一瞬間時都不會被破壞，即保證△、△及四邊形在任何瞬間皆成立。根據(jù)鏟斗六連桿機構的要求，借助電子計算機選出可行的方案： 0.27m；0.156m；0.195m；0.312m；0.3m 3.5銷軸與襯套 （1）銷軸的設計 由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應力強度作為銷軸的基本尺寸的設計，抗壓強度與抗彎強度用于校核用。由有： 在設計計算時，應以所有工況中銷軸所受到的剪應力最大值對銷軸進行設計。在本設計中，銷軸所選用的材料為40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機械性能。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。代入式6-1有： 動臂各銷軸的尺寸： 斗桿各銷軸的尺寸： （2）銷軸用螺栓的設計： 螺栓選用的直徑由銷軸的直徑不同分別選擇兩種系列的螺栓[5]。 （3）襯套的設計： 為使襯套耐磨、減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金 襯套的厚度選擇為5mm，與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配合，如圖3-9。則各銷軸的尺寸為： 3-9 襯套 動臂各襯套的尺寸： 斗桿各襯套的尺寸： 第四章 工作機構校核計算 4.1斗桿校核計算 挖掘裝置的斗桿（尤以標準和加長斗桿）強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產(chǎn)生的最大彎矩來確定。根據(jù)斗桿工作情況的手試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用轉斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定： 按反鏟裝置作用力分析的電算結果選定。 近似計算時，一般取以下兩個位置： 計算位置I（圖4－1），條件為： 1）動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）； 2）斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90°）； 3）斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； 4）側齒遇障礙作用有橫向力。 這時，工作機構上的作用力有工作機構各部分的重量（鏟斗重，斗桿重和動臂重），作用于斗側齒上的挖掘阻力（包括切向力為，法向分力和側向力）。 鏟斗挖掘時，鏟斗液壓缸工作力所能克服的切向阻力可取鏟斗為隔離體，按對鉸點的力矩平衡方程＝0求得 式中：—由圖4－1畫圖得，＝0.766m； 　　　—由圖4－1畫圖得，＝0.3m； 圖4-1 斗桿計算位置I —由圖4－1畫圖得，＝0.423m； —由圖4－1畫圖得，＝0.268m； —由圖4－1畫圖得，＝0.142m； 把、、、代入式5－1得： 求得：＝41.718kN 法向阻力決定于動臂液壓缸的閉鎖力，可取工作機構為隔離體，按對動臂底部鉸點的力矩平衡方程＝0求得： 式中：—動臂液壓缸的閉鎖力，＝286kN； 　　　—工作機構各部分重量對點的力矩之和，相應的力臂值由圖4－1確定為： 　　　—由圖4－1畫圖得，＝1.36m； 　　　—由圖4－1畫圖得，＝1.99m； 　　　—由圖4－1畫圖得，＝1.1m； —由圖4－1畫圖得，＝0.325m； —由圖4－1畫圖得，＝3.16m； —由圖4－1畫圖得，＝2.05m； 把、、、、、代入式5－2得： =4.15kN 取斗桿（帶斗）為隔離體，列出對鉸點力矩平衡方程＝0，可求得斗桿液壓缸作用力（被動狀態(tài)）。一般情況下，此力與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖壓力決定）相近。 式中： —由CAD做圖得，=0.46m； 　　　　—由CAD做圖得，=1.56m； 　　　　—由CAD做圖得，=0.766m； 　　　　—由CAD做圖得，=1.39m； 　　　　—由CAD做圖得，=0.49m； 把、、、、代入式5－3得： 　　 ＝0.46[41.718(1.56+0.766)+0.86×1.39＋2.23×0.49] 　　　解得：＝45.69kN 鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力由回轉機構的制動器承受，此力的最大值決定于回轉平臺的制動力矩，其值為： 式中：—橫向阻力與回轉中心間的距離, 由CAD做圖得，=1.28m； 　　　—回轉平臺制動器可承受的最大力矩，＝4925.3N·m。 把、代入上式得： =3.848kN 計算位置II（圖4－2），條件為： 動臂位于動臂液壓缸對鉸點有最大作用力臂處； 斗桿液壓缸作用力臂最大； 鏟斗斗齒尖位于、兩鉸點連線的延長線上，或鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力位置（圖4－2中II位置）；正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力作用。 圖4-2 斗桿計算位置II 此時工作機構上的作用力僅為工作機構的自重及斗齒上的作用力及。 作用力的分析方法同上。 切向阻力：　　 法向阻力： 橫向挖掘阻力：　 通過CAD畫圖得： —由圖4－2畫圖得，＝0.423m； —由圖4－2畫圖得，＝0.29m； —由圖4－2畫圖得，＝0.14m； —由圖4－2畫圖得，＝1.52m； —由圖4－2畫圖得，＝2.225m； —由圖4－2畫圖得，＝1.36m； —由圖4－2畫圖得，＝0.56m； —由圖4－2畫圖得，＝2.8m； —由圖4－2畫圖得，＝0.45m； —由圖4－2畫圖得，=0.46m； —由圖4－2畫圖得，=1.56m； —由圖4－2畫圖得，=0.77m； —由圖4－2畫圖得，=1.39m； —由圖4－2畫圖得，=0.49m； —由圖4－2畫圖得，=1.22m； 通過計算得出： ＝63.51kN；　　＝6.45kN；　?。?.037kN； 根據(jù)以上位置的斗桿作用力分析，便可作出斗桿的內(nèi)力圖。對于計算位置I，斗桿內(nèi)力圖包括斗桿軸向力，斗桿平面內(nèi)、外的彎矩、和剪力、，以及扭矩；對于計算位置II或II′，斗桿內(nèi)力側僅有，、。 斗桿受載荷最嚴重的那一側，危險斷面為m-m。作用在這個截面中心上載荷有： 圖4-3 斗桿受力圖 力可對斗齒取力矩平衡方程式來解得： = =2.87kN 垂直平面內(nèi)的彎矩（y-z平面內(nèi)） = =81.35kN 通過斗桿中心垂直于yz平面的xz平面中的彎矩為： ==0.8kN·m 沿斗桿軸向拉力為： 　　　　　 ==39.25kN 這樣斗桿危險斷面上正應力為： 　　　　　 ==83Mpa< 式中：—許用應力，?。?.85； 　　　—斗桿梁的斷面積。 斗桿還應根據(jù)危險斷面上的內(nèi)力進行整體穩(wěn)定驗算，其應力值為： 式中：—截面對x-x軸、y-y軸的抗彎斷面系數(shù)； —斗桿梁橫斷面的毛面積； —中心壓桿許用應力折減系數(shù)，可根據(jù)斗桿梁的細長比來定。 按下式求出： ＝==3.34 上式中用下式求出 ＝==527 式中：　—斗桿的計算長度； 　　　　—計算截面的最小回轉半徑； 　　　　—計算截面的最小轉動慣量； 因此斗齒截面上的應力： σ＝82.45Mpa≤ 對于承受扭力的單梁方型斷面斗桿，還要計算其扭力矩： 　　　　　　　 =63.51×0.4＋4.037×0.18=26.13kN·m 其扭曲應力為： 　　　　　　　 ==120.97Mpa≤ 式中：、—單梁方型斷面相應邊壁厚中心線距； 　　　　　　—最薄處的壁厚。 經(jīng)驗算，該斗桿符合要求。 4.2動臂校核計算 反鏟裝置動臂的強度計算同樣應按挖掘工作中對動臂可能出現(xiàn)的最大載荷選定計算位置。除按電算結果進行選擇外，一般近似計算可采用以下計算位置： 動臂計算位置I，條件為： 動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）； 斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點三點位 將支座點產(chǎn)總反力銨兩支座三個座標方向分解。支座總反力分解為和并平均分配作用于兩支座。橫向力引起動臂的彎矩和扭矩可用支座反力和的形式來代替： 　　　　　　　 　　　　　　　 式中：—支座處的橫向彎矩； —支座處的扭矩（即）； 由于動臂支座內(nèi)的側向間隙，橫向力可能同其中一個分支座（左邊或右邊的）來承受。這樣，距動臂支座的截面的內(nèi)力可按下列各式求得： 垂直平面內(nèi)的彎矩： 橫向彎矩：　　　　 軸向力：　　　　　 整體彎曲動臂對彎曲部分的斷面進行強度計算時，應考慮按曲梁進行驗算，即在彎曲平面內(nèi)的應力按下式計算： 式中：　—斷面積； 　　　　—斷面彎曲處的曲率半徑； 　　　　—重心至計算點的距離，該點在曲率中心與斷面重心之間為負，反之為正；、 　　　　—斷面形狀及曲梁曲率有關系數(shù)； ＝(積分范圍由斷面中心軸至最邊緣點)對簡單的幾何圖形（矩形圓形等）為無窮級數(shù)，可以近似計算之，一般用替代，則； 動臂計算位置II，條件為： 動臂位于動臂液壓缸作用力臂最大值處（）； 斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部軸部夾角90°時）； 鏟斗發(fā)揮最大挖掘力位置，進行正常挖掘。 此位置相當于斗計算位置II′，工作機構上的作用力亦相同。 動臂的內(nèi)力圖，包括軸向力N，動臂平面內(nèi)的彎矩，剪力；平面外的彎矩，剪力和扭矩。 第五章 液壓系統(tǒng)設計 5. 1設計要求 （1）確保礦業(yè)機械臂和鏟斗桿運動可以獨立操作,也可以互相結合。 （2）確保挖掘式裝載機操作和旋轉平臺可以成為你個人作品和混合作用,它可以提高挖掘式裝載機的工作效率 （3）左右輪可以有不同的速度,所以你可以使挖掘式裝載機行走和更靈活的方式 （4）確保安全可靠的挖掘式裝載機、執(zhí)行機構的組織必須有安全防護措施,如:完善旋轉機制可以可靠制動。 5. 2動力元件的選擇 動力元件通常起著向系統(tǒng)提供動力源的作用，是系統(tǒng)不可以缺少的核心元件。液壓系統(tǒng)是以液壓泵作為向系統(tǒng)提供一定流量和壓力的動力元件。液壓泵將原動機或者內(nèi)燃機輸出的機械能轉換成工作 液體的壓力能。是一種有用的能量轉換裝置。提供我們選擇的有齒輪泵，葉片泵，柱塞泵，下面我們來看下面的表格5-1可以得出挖掘式裝載機的工作環(huán)境比較惡劣，所以對油的污染性不需要很敏感。雖然效率沒有其他的高，但是從成本上的和工作特點的方面看，我們還是選擇齒輪泵作為我們的動力元件，動力元件的設計，是液壓系統(tǒng)設計的關鍵所在，整個液壓系統(tǒng)都靠這個動力元件來提供運行的動力，沒有他液壓系統(tǒng)沒法運作，其他的選擇關系參考表格。 表5-1 性能 外嚙合齒輪泵 雙作用葉片泵 限壓式變量葉片泵 徑向柱塞泵 軸向柱塞泵 螺桿泵 輸出壓力 低壓 中壓 中壓 高壓 高壓 低壓 流量調(diào)節(jié) 不能 不能 能 能 能 不能 效率 低 較高 較高 高 高 較高 輸出流量脈動 很大 很小 一般 一幫 一般 最小 自吸特性 好 較差 較差 差 差 好 對油的污染敏感性 不敏感 較敏感 較敏感 很敏感 很敏感 不敏感 噪聲 大 小 較大 大 大 最小 （1）油泵的選擇 油泵功率：=63.13 （馬力） （3-1） 式中，——油泵的最大工作壓力（Kg/cm2）； ——油泵的流量（L/min）； ——油泵的總效率，取為0.88； R——變量系數(shù)，取為2.5。 查相關資料，主油泵采用埋油斜軸式軸向柱塞雙向變量泵, 參數(shù)如下： 表5-2主油泵相關參數(shù) 型號 公稱排量 mL/r 額定壓力 Mpa 額定轉速r/min ZB-125,125EV 125 25 2200 控制油路采用齒輪泵CB-B20,參數(shù)如下： 表5-3 齒輪泵CB-B20相關參數(shù) 型號 公稱排量mL/r 額定壓力MPa 額定轉速r/min 驅動功率KW 重量Kg 容積效率 CB-B20 20 2.5 1450 1.02 5.4 >90 （2）發(fā)動機的選擇 由于變量系統(tǒng)油泵經(jīng)常在滿載或超載情況下工作，功率利用系數(shù)比較高，為了保證功率儲備，同時考慮到輔助設備的動力消耗，取發(fā)動機功率： 33.2KW 查相關資料，采用YANMAR：4TNV94L型柴油發(fā)動機。 5. 3執(zhí)行元件的選擇 液壓執(zhí)行元件，本次設計必須用到的是動臂液壓缸，鏟斗液壓桿，斗桿液壓桿，和2個行走馬達以及一個回轉馬達。 液壓馬達按照額定的轉速可以分為高速和低速兩大類，額定轉速高于500r/min的高速液壓馬達，而低于500r/min的屬于低速液壓馬達，高速的液壓馬達通常有齒輪式，螺桿式，葉片式，等它的主要特點是轉速高，轉動慣性小，方便啟動和制動，而這是挖掘式裝載機所必須具備的一個特質(zhì)，所以我們這次的液壓馬達選擇為高速液壓馬達，初步選為齒輪式 圖5-1 液壓缸作用力與整機質(zhì)量關系圖 下面可通過以下公式估算的液壓缸作用力 f2=6.55M F=0.75f2 f1=0.75F 式中 F—— 鏟斗油缸的作用力，KN； f1——斗桿油缸的作用力，KN； f2——動臂油缸額作用力，KN； M——整機質(zhì)量，t。 通過計算我們可以得出f2=39.3KN F=29.4KN f1=22.1KN。 因此：動臂油缸、鏟斗和斗桿油缸均為單缸，缸徑均為125mm。 回轉馬達和行走馬達（在上述設計中已選定）型號均為GQM16-1600。 5. 4液壓控制元件選擇 控制元件通常是用來控制液體的流動方向，壓力的高低和流量大小進行預期的控制。因此，液壓控制閥是直接影響液壓系統(tǒng)工作過程和工作特性的重要元件。本次液壓設計也有用到單向閥，溢流閥，換向閥，等等。 單向閥：是用來控制油液的單向流動，他的性能的要求是：正向的流動阻力損失小，反向的時候密封性好，而且動作靈敏。 溢流閥：溢流閥的主要的作用是對液壓系統(tǒng)進行保護幾乎所有的液壓系統(tǒng)里面都必須有溢流閥，它的性能的好和壞直接影響著液壓系統(tǒng)的正常工作。 液壓系統(tǒng)對溢流閥性能的要求： （1）定位的精度高； （2）靈敏度要高； （3）工作平穩(wěn)； （4）密封性好。 所以，本次設計決定在液壓缸面前都并聯(lián)一個溢流閥來控制流量的大小。 換向閥：利用閥芯對閥體的相對運動?？梢允沟糜吐方油?。關斷或者改變油流的方向。從而來實現(xiàn)液壓執(zhí)行元件的驅動和啟動，