河南科技大學畢業(yè)設計（論文） I 單斗挖掘機工作裝置設計 摘 要 單斗挖掘機是一種重要的工程機械，廣泛應用于房屋建筑、筑路工程、水利建設、農林開發(fā)、港口建設、國防工事等的土石方施工和礦山采掘工業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動、保證工程質量、加快建設速度、提高勞動生產率起著十分巨大的作用。隨著國家經(jīng)濟建設的不斷發(fā)展，單斗挖掘機的需求量將逐年大幅度增長，其在國民經(jīng)濟建設中的作用將越來越顯著。 反鏟裝置作為單斗挖掘機工作裝置的一種主要形式，在工程實踐中占有重要地位。反鏟裝置的各組成部分有各種不同的外形，要根據(jù)設計要求選用適合的結構并對其作運動 分析。然后，在滿足機構運動要求的基礎上對各機構參數(shù)進行理論計算，確定各機構尺寸參數(shù)，確定挖掘機反鏟裝置的基本輪廓。 挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘機性能參數(shù)的重要性能指標，對其分析計算至關重要。挖掘阻力主要與挖掘對象及自身尺寸參數(shù)有關，而挖掘力則受眾多條件限制，危險工況的分析是關鍵點。在挖掘力分析基礎上，可對各桿件鉸接點進行力的分析計算，并進行機構設計的合理性分析 。 關鍵詞 ： 單斗挖掘 機， 運動分析 ， 力學分析 ， 強度校核 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） II SINGLE DOU EXCAVATOR WORKING DEVICE DESIGN ABSTRACT Single dou excavator is a kind of important engineering machinery, widely used in building, road engineering, water conservancy construction, forestry development, port construction, national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries, to reduce heavy manual labor, ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous role. With the continuous development of national economic construction, dou excavator demand will greatly increase year by year, its role in national economic construction will become more and more prominent. The shovel device as a single dou excavator working device of a main form in engineering practice, occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape, according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then, on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions, organizations, and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline. Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis, calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant parameters, and their size by numerous dig power restriction, dangerous working conditions, the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis, and the rationality of the design. KEY WORDS: Single dou excavator, Motion analysis, Mechanics analysis，Strength Check 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） III 目 錄 前 言 . 第一章 整機參數(shù) . 1.1 主要參數(shù)的選擇 . 1.2 尺寸參數(shù)的選擇 . 第二章 工作裝置設計 . 2.1 動臂機構 . 2.1.1 動臂機構參數(shù)選擇 . 2.1.2 校核動臂力矩特性 . 2.3 鏟斗機構的參數(shù)選擇 . 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 . 2.5 挖掘力的計算 . 2.6 挖掘范圍 . 第三章 液壓系統(tǒng)設計 . 3.1 元件選擇 . 3.2 系統(tǒng)分析 . 第四章 整機穩(wěn)定性 . 4.1 初步確定配重 . 4.2 穩(wěn)定性校核 . 第五章 主要結構件的計算 . 5.1 斗桿 . 5.2 動臂 . 5.3 連桿、搖桿和銷軸 . 第六章 生產率計算 . 6.1 斗桿油缸伸、縮時間的計算 . 6.2 動臂油缸伸、縮時間的計算 . 6.3 鏟斗油缸伸、縮時間的計算 . 6.4 轉臺滿斗回轉和空斗回轉時間的計算 . 6.5 作業(yè)循環(huán)時間計算 . 6.6 理論生產率計算 . 第七章 挖掘機的使用與 維修 . 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） IV 7.1 挖掘機的使用 . 7.2 挖掘機的維修 . 結 論 . 致 謝 . 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 前 言 挖掘機是工程機械的一個主要機種，它廣泛應用于礦山開采、道路工程、國防施工、農田水利等基本 建設之中。隨著我國經(jīng)濟建設的迅猛發(fā)展特別是國家加大公路、鐵路 、 住宅和水利設施的投資，挖掘機越來越顯示出在國民經(jīng)濟建設中的巨大作用。 我國挖掘機生產起步于 60 年代，第一代產品為機械式挖掘機。進入 70年代，開始研制液壓挖掘機，并形成了系列產品，標 志著我國挖掘機行業(yè)已經(jīng)形成。 80 年代中期，隨著我國改革開放的深入和國民經(jīng)濟的發(fā)展，我國一些大型挖掘機企業(yè)分別引進了德國利渤海爾、德馬克等公司的先進制造技術，使我國的挖掘機在技術水平、產品質量和生產管理上都有了很大的提高。涌現(xiàn)出諸如長江挖掘機廠、撫順挖掘機廠、上海建筑機械制造廠、合肥礦山機器廠、北京建筑機械廠和貴陽礦山機器廠等一批實力較強的骨干企業(yè)，為我國挖掘機產品的生產和發(fā)展奠定了堅實的基礎，也為我國的經(jīng)濟建設做出了不可磨滅的貢獻。 進入 90 年代，挖掘機市場需求迅速擴大，一些企業(yè)紛紛看好這一市場，挖掘機 行業(yè)如雨后春筍，新企業(yè)不斷涌現(xiàn)，一些原本生產其它工程機械的企業(yè)，也紛紛加入到挖掘機行業(yè)。國外一些大公司也把目光瞄準了中國市場，短短的幾年內，先后有日本、韓國、德國等十余家公司與中國企業(yè)進行了合資，還有的在中國獨資辦企業(yè)生產挖掘機，使得我國從原有的六大骨干廠，一下猛增到 44 家。企業(yè)性質由原來的單一國有企業(yè)，變成了國有、合資、獨資、股份制、鄉(xiāng)鎮(zhèn)集體等多種形式。 目前，擺在挖掘機行業(yè)面前的是挑戰(zhàn)和機遇并存。今后幾年中國經(jīng)濟的快速增長，無疑會給工程機械行業(yè)的發(fā)展帶來無限商機，挖掘機是工程機械的主要產品之一，許多 工程都離不開挖掘機械的參與。據(jù)中國機電報報道，“ 九五 ” 期間國家計劃新建鐵路 6000 多公里，增建復線 3000 多公里，電氣化改造 4000 多公里，到 2000 年鐵路運營將達到 6.8 萬公里，平均每年投入資金 500 億元。 “ 九五 ” 期間還將投資 5500 億元，新建公路 11 萬公里，其中高速公路 6000 公里；港口將新建萬噸以上的舶位 100 個，新增吞吐能力 2河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 百多萬噸；同時還要大力發(fā)展原油、天然氣管道建設；在能源工業(yè)方面，將新建 20 座大型水電站，若干大型露天煤礦，石油的開采也逐步加大；另外，冶金、礦山的開采， “ 九五 ” 期間要新建 9 座大 型露天鐵礦；還有農田水利工程，改造黃河流域 10 大水系，南水北調、疏竣河道，特別是 98 年遭受特大洪水災害后，對堤壩、圍堰的整修、加固、和綜合治理工作將會加大力度。所有這些領域的巨大發(fā)展都需要大量的挖掘機械，為我國挖掘機械的發(fā)展提供了廣闊前景。預計近幾年國內市場每年需求挖掘機 12000-15000 臺 。因此，要使挖掘機的產量滿足市場需求，只有把產品質量搞上去，提 高產品的可靠性，切實做好售后服務，才能在競爭中立于不敗之地，在 市 場上占有重大 份額。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 第一章 整機參數(shù) 1.1 主要參數(shù)的選擇 按照國家頒布的液壓挖掘機型式與基本參數(shù)系列標準規(guī)定的數(shù)值范圍，結合擬采用的結構特點選定參數(shù)值，即按標準選定法，查表 1-3，初步確定以下參數(shù)： 標準斗容量 q=1m3 機重 G=7t 發(fā)動機功率 N=60 馬力 1.2 尺寸參數(shù)的選擇 以液壓挖掘機的機重為指標，用以下公式近似確定： 線尺寸參： Li =kli 3G 面積參數(shù)： Si =ksi 3 2G 體積參數(shù)： Vi=kvi G 式中， kli ， ksi ， kvi 分別是各個線向、面積、體積尺寸經(jīng)驗系數(shù)，查單斗液壓挖掘機表 1-4。列計算后所得機體尺寸和工作尺寸數(shù)據(jù)在下表。 表 1-1 計算所得的單斗挖掘機機體尺寸和工作尺寸 名 稱 尺寸（米） 名 稱 尺寸（米） 履帶接地長度 2.4 軌距 1.20 司機室頂高 2.7 轉臺離地高 0.90 尾部半徑 1.345 機棚高 1.10 最小離地間隙 0.24 履帶寬 0.50 臂鉸與油缸鉸距 0.548 履帶總高 0.48 臂鉸離地高 1.111 臂鉸離回轉中心 0.37 前部離回轉中心 0.60 動臂長度 2.90 斗桿長 1.979 鏟斗長 0.95 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 第二章 工作裝置設計 該挖掘機工作裝置為反鏟裝置，采用如下結構方案： 一、采用整體式彎動臂，動臂油缸下置式。 二、采用整體式斗桿。 三、動臂與斗桿的長度比，采用中間方案，即特性參數(shù) k1 =ll21在 1.52 之間。取 k1 =1.889。 2.1 動臂機構 2.1.1 動臂機構參數(shù)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(jīng)驗公式取其值 R1= 6446.7321 lll米 如圖，在三角形 CZF 中，?。簞颖蹚澖?1 =120，特性參數(shù)3k=1.2。 得： 1323141c o s21 kkll=2.197 （米） lkl 41342 =2.637 （米） )2(c o s14224121242139 lllllZ F C =27 可得到，在 圖 2-1 三角形 CZF 中， 33ZCF ， 5BCZ ，282 BCF 。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） ZCFVABQ圖 2-1 取 114 ,96.0 k =60 基本用于反鏟。斗桿全縮時 CFQ 為最大值，取為 160?？紤]結構尺寸、運動余量、穩(wěn)定性構件運動幅度等因素，取 ,7.11 30min1 因：min11max14 sinsin k得： 125max1 又因： )2 1(c o s221m i n1 )21(cos 22121m a x1 得： 1 0 6 5.2,9 1 2 9.2 符合下列幾何條件： 1,1即得： 977.0s in1150 lHY A（米） 939.157 ll （米） 5min1 lL =1.403（米） min11max1 LL =2.384（米） 這樣，動臂機構的全部參數(shù)初步選出。 2.1.2 校核動臂力矩特性 一、最大挖掘深度時動臂油缸的閉鎖能力 1XP 足以克服正常挖掘阻力JW1即： 1XP GMLllm in1m in157 s in JW1（CYH max1） 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 式中為工作裝置重量時 c 點的力矩。工作裝置重量參照表估計如下表所示 ： 表 2-1 工作裝置重量估計值 重 量（噸） 動臂 1G 斗桿 2G 鏟斗 3G斗桿缸 4G 鏟斗缸 5G連桿搖桿 6G1 0.4 0.42 0.17 0.11 0.1 代入數(shù)據(jù)后計算可得：左 43 42.6右，即滿足要求。 二、滿斗處于最大半徑時動臂油缸應有足夠的提升力矩。 即： 112 PeMT MZ 估計土重 10207.1 qG T 噸，載荷力 矩的近似表達式： )5.0()7.0(5.0 32121141 lllGllGlGM TDGZ =14.224 （噸 /米） 如圖 2-2 示，三角形 FCQ 中 160CFQ ，可得： 圖 2-2 324.6c o s2CQ 21222123 C FQlllll （米） )2(c o s2312222321134 lllllF C Q =6.9 23411 AC B=94.9 又有在三角形 ABC 中， 1032.2c o s2AB 5725271 A C Blllll （米） QFVZBCA河南科技大學畢業(yè)設計（論文） CAB 7.662c o s 152721251 LllLl 得： 1e = 6116.0s in5 CABl（米） 取動臂油缸直徑 D=125 毫米，工作壓力 250p 公斤 /厘米 2 。 則動臂油缸大腔作用面積： F1= 421D =122.656 （厘米 2 ）， 油缸的推力： 11 pFP =30.664 （噸） 油缸提升力矩： TM =39.024（噸 /米） MZ 滿足要求。 （ 3）滿斗處于最大高度時的動臂缸應該有足夠的提升力。 按（ 2）同類方法計算可得： 1em ax1m ax1571sin Lll =14.124 （米） 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， 故 TM =28（噸 /米） MZ ，滿足要求。 2.2 斗桿機構 根據(jù)斗桿挖掘阻力計算，并參考國內外同類型機器斗桿挖掘力值，取最大挖掘力為 80KN 或 8t，斗桿油缸直徑 D=125 毫米，工作壓力 250p 公斤 /厘米 2 。 則：斗桿油缸大腔作用面積： 2F = 42D =122.656 （厘米 2 ） 油缸的推力： 22 pFP =30.664 （噸） 最大作用力臂：232m a x9m a x2 )(P llPle G =0.867 （米） 如圖 2-3： 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） DFE 0 E ZL 2maxL 2min圖 2-3 取斗桿擺角 902 ， 7.12 。 則： 592.112s in2229m in2 lL （米） 249.2)2c o s (2 m a x29m i n229228 lLlLl M I N （米） 斗桿上 EFQ =138 ， DFZ =5。 2.3 鏟斗機構的參數(shù)選擇 一、基本參數(shù)的選擇 如圖 2-4： V 0FGHKMN QV圖 2-4 在鏟斗連桿機構中可取 F、 N、 Q 三點一直線。取 105,34.0102 K Q Vk 。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 則： 419.03224 lkKQl（米） 二、斗形參數(shù)的選擇 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 （取為95）四者之間有以下幾何關 系： sKBRq )2s in2(5.0 2 取土壤松散系數(shù) 25.1sK，得 B=1.254 米。 轉斗挖掘時挖掘米容積的土所耗的能量稱為轉斗挖掘能容量，用符號 E表示。取 07.0,5.132 KK。 得： E= )2s i n2c o s22s i n5.11002s i n2c o ss i n2( 232 RKKBK =1.587K 式中， K 挖掘過程中考慮其它因素影響的系數(shù)。 三、轉角范圍為 162 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 一、當下置動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮， QV 連線處于 垂直狀態(tài)時，可得到最大卸載高度，如圖 2-5： CAZFQVH 3maxL 1max圖 2-5 32118m ax12211m ax11115m ax3 )180s i n ()s i n (s i n llllYH A 二、當下置動臂油缸全縮， FQV 三點同一直線并處于垂直狀態(tài)時得到最大挖掘深度，如圖 2-6： 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） CAZFVQBH 1 m a xL 1 m i n圖 2-6 AYllllH 1152m i n111123max1 s in)s in ( 三、當斗桿油缸全縮， FQV 三點同一直線，而且VY=0 時可以得到停機面最大挖掘半徑，如圖 2-7： ZCFVABQ圖 2-7 )c o s ()(2)( 8323212322140 llllllCVl =7.530 （米） 302240m a x0 lYlXR CV 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 得max3H值為 3.492 米，max1H值為 5.454 米，max0R為 7.738 米。 2.5 挖掘力的計算 反鏟裝置挖掘力可按以下情況分為工作油缸的理論挖掘力、整機的理論挖掘力。 一、工作油缸的理論挖掘力 反鏟裝置主要采用鏟斗油缸進行挖掘。假定不考慮以下因素：工作裝置自重和土重；液壓系統(tǒng)和連桿機構效率；工作油缸的背壓。 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸的理論挖掘力： 267.133323130 iPlr rrPP D（噸） 式中，鏟斗油缸大腔作用面積：3F= 1F =122.656 （厘米 2 ） 鏟斗油缸的理論推力： 664.3033 pFP（噸） 液壓系統(tǒng)工作壓力： p=250 公斤 /厘米 2 鏟斗連桿機構的總傳動比： 4.0i 。 對于反鏟裝置動臂油缸的理論挖掘力一般不予考慮。 二、整機的理論挖掘力 假定挖掘力的方向為斗齒運動軌跡的切線方向，如圖工況為鏟斗油缸挖掘，鏟斗油缸主動作用產生的挖掘力為DP0，大小已知。 - 可得到整機的理論挖掘力：36633003 l rGrGPP QQD 式中，鏟斗加土和連桿機構自重對 Q 點的作用力矩： 1 4 4 5.06633 QQ rGrG 噸 *米。 03P能克服的最大挖掘阻力03W大小與03P相等，方向相反，即： 03W=03P=13.411 噸。 在作用下斗桿油缸受壓，動臂油缸受拉。設動臂油缸不被拉長的條件所限制的挖掘阻力為01W。取整個工作裝置為隔離體，列出對 C 點的力矩平衡方程式： 6 111 i CiiX rGeP = 01W CWr 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 式中，iG 各裝置61 GG的大?。▏崳?； 1e 動臂油缸對 C 點的作用力臂（米）； CWr01W對 C 點的作用力臂（米 ）； Cir 各裝置作用力臂（米）。 可得： )(1 611101 i CiiXCWrGePrW =9.362 （噸） 同理： )(1665533222202 FFFFDFW rGrGrGrGePrW =9.701 （噸） 式中，F(xiàn)Wr02W對 F 點的作用力臂（米）； 66553322 FFFF rGrGrGrG 各裝置對 F 點的力矩（噸 *米）； 2e 斗桿油缸對 F 點的作用力臂 （米）。 取整機為隔離體，列出對傾翻支點 I 的力矩平衡方程式，得整機穩(wěn)定條件所允許的挖掘阻力最大值： )(106 ISSIGGIWrGrGrW =9.671 （噸） 式中，IWr06W對 I 點的作用力臂（米）； G 工作裝置總重（噸）； IGrG對 I 點的作用力臂（米）； SG 機體重量（噸）； ISrSG對 I 點的作用力臂（米）。 附著條件所限制的挖掘阻力值可由整機受力的坐標投影平衡方程求得： 3804 cos GW =9.578 （噸） 式中， G 整機重量（噸）； 行走裝置與地面附著系數(shù)； 38 挖掘阻力的水平傾角，取為 20。 綜上所述，只有在主動油缸產生的挖掘力同時滿足下列條件才可能實現(xiàn)： 動臂油缸閉鎖條件010303 WWP 斗桿油缸閉鎖條件020303 WWP 整機與地面附著條件040303 WWP 整機穩(wěn)定條件060303 WWP 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） D B G 否則，整機能實現(xiàn)的理論挖掘力被和中的最小值所確定，即整機理論挖掘力響應最小值 9.362 噸。 2.6 挖掘范圍 挖掘軌跡如圖 2-8 所示： 圖 2-8 鏟斗挖掘軌跡 AB 是動臂油缸進行挖掘，且鏟斗尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點位于同一直線上； BC 是斗桿油缸進行挖掘，且動臂位于最低，鏟斗尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點位于同一直線上； CD 是動臂油缸全縮，斗桿油缸全伸，鏟斗油缸動作； DE 是斗桿油缸全伸，鏟斗尖到動臂與機架鉸點最近，動臂油缸動作； EF 是動臂油缸和斗桿油缸全伸，鏟斗油缸動作； GF 是動臂和鏟斗油缸全伸斗桿油缸動作； AG 是動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮以鏟斗進行挖掘。 C A E F 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 第三 章 液壓系統(tǒng)設計 根據(jù)國家公稱壓力及流量系列 , 選用系統(tǒng)壓力為 250 公斤 /厘米 2。已計算系統(tǒng)流量為 2 125 升 /分。 3.1 元件選擇 一、油缸的選擇 動臂油缸為雙缸， 鏟斗和斗桿油缸均為單缸，缸徑均為 125 毫米。 二、油泵的選擇 油泵功率：RQPN ppy 450=63.13 （馬力） 式中，pP 油泵的最大工作壓力（公斤 /厘米 2）； pQ 油泵的流量（升 /分）； 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 3-1 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 3-2 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 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） CB-B20 20 2.5 1450 1.02 5.4 90 三、馬達的選擇 回轉馬達和行走馬達（在上述設計中已選定）型號均為 GQM16-1600。 四、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： yNN 25.1 78.91 （馬力） 查相關資料，采用 4120F 型風冷柴油機。 五、主油管管徑的計算 挖掘機液壓系統(tǒng)主油管路的油液流速取為 8 米 /秒。 81006010004Qd=1.8 （厘米） 六、油箱容量的計算 油箱為開式，容量取為油泵總流量的 1.5 倍。 QV 25.1 =375 （升） 3.2 系統(tǒng)分析 由柴油機驅動液壓油泵 ,向工作裝置、轉 臺回轉機構和行走裝置的執(zhí)行元件輸送液壓油。工作裝置包括動臂、斗桿和鏟斗，分別由液壓缸驅動；回轉機構和行走裝置由液壓馬達驅動。其工作循環(huán)是：以鏟斗切削土壤，裝滿后提升，回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置，開始下一次作業(yè)。 液壓系統(tǒng)為雙泵雙回路全功率調節(jié)變量系統(tǒng)。液壓泵組包括兩臺軸向柱塞式變量泵（主泵）和一臺齒輪泵（先導油泵）。通過操縱減壓閥式先導閥手柄的不同方向和位置，使來自先導油泵的液壓油控制液控多路換向閥的開度和換向，實現(xiàn)執(zhí)行機構的單一動作和同步動作。工作回路除容積調速外，尚有節(jié)流調速和雙泵合流的 有級調速。 一、主要回路組成 全功率變量泵組調節(jié)回路、減壓閥式先導操縱控制回路、回轉回路、行走回路、動臂回路、斗桿回路及鏟斗回路。以下分別就各回路進行分析。 1、全功率變量泵組調節(jié)回路 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 兩臺主泵均為軸向柱塞變量泵，由旋轉部件、斜盤部件和閥部件組成。根據(jù)調節(jié)器改變主泵斜盤擺交，就可以改變泵的輸出流量和壓力。 2、減壓閥式先導操縱控制回路 控制回路的壓力油由先導油泵提供。工作壓力由泵出口處的溢流閥調定為 25 公斤 /厘米 2 。在控制回路進油路上，設有氣體隔離式蓄能器，保證有一定的操縱壓力，并在液壓泵不工作或損 壞時仍能使工作機構運轉。 3、回轉回路 回轉馬達型號為 GQM16-1600 。工作力矩為 6158nm。挖掘機回轉時，由于上車轉動慣量很大，在起動制動和突然換向時，易引起很大的液壓沖擊，因此設置如圖 3-1 所示緩沖回路。兩限壓閥常閉，當馬達突然停止或轉向時，高壓腔的壓力油經(jīng)限壓閥泄回油箱，低壓腔則由單向閥進行補油，從而消除液壓沖擊。 圖 3-1 4、斗桿回路 斗桿液壓缸由單泵供油時 ， 1 倍速工作，也可通過操作左合流閥實現(xiàn)雙泵合流供油， 2 倍速作業(yè)。 5、動臂回路 動臂操作位 于“上升”位置時，由于動臂是雙液壓缸驅動，要求驅動功率較大，故采用合流。操作左合流閥使兩主泵來的壓力油合流，實現(xiàn) 2 倍速。 動臂操作位于“下降”位置時，只有單泵供油，即只有 1 倍速。回油時，液壓油通過平衡閥使之流速緩慢，足以避免油路中的吸空現(xiàn)象，并防止動臂收縮時因自重失速。 6、鏟斗回路 鏟斗液壓缸由單泵供油時， 1 倍速工作，也可通過操作右合流閥實現(xiàn)雙泵合流供油 ， 2 倍速作業(yè)。 7、行走回路 左右行走馬達液壓油分別由兩主泵提供。如圖 3-2 示，為防止超速溜坡現(xiàn)象，設有限速補油回路。當馬達超速時，進油供應不及 ，壓河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 力降低，二位二通閥右移，回油通道關小或關閉，行走馬達減速制動，保證了行走裝置安全運行。 圖3-2 工作裝置（斗桿、動臂、鏟斗）以及回轉、行走裝置的控制閥均為三位六通液控閥，兩合流閥均為二位二通電磁閥。過載溢流壓力均為 300 公斤 /厘米 2 。 二、同步操作 當兩主泵分別供油時，整個液壓系統(tǒng)可實現(xiàn)同步操作：回轉與動臂、斗桿同步；鏟斗分別與動臂、斗桿同步。 三、輔助元件 回路中均設有過載安全閥和單向補油閥。主油路進油路 上均設有單向閥保壓和防倒流。液壓油回油箱油路上設有冷油用的冷油器，以及防止油路堵塞的全流量濾清器。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 第四 章 整機穩(wěn)定性 單斗液壓挖掘機的工作裝置呈懸臂的特點，因此工作時其自重對底部履帶邊緣產生很大的傾覆力矩，這個力矩完全靠機身和轉臺后部另加的配重所產生的力矩來平衡，使挖掘機能在各種工況下穩(wěn)定地工作。 4.1 初步確定配重 如圖 4-1 所示工況進行計算。動臂上下鉸點連線水平，斗桿垂直于地面，鏟斗齒尖在地下 0.5 米以下，切向挖掘阻力垂直向下，用轉斗挖掘，動臂和斗桿油缸的閉縮力足夠大。此時履帶端部 A 為傾翻邊 緣。 圖 4-1 全部作用力對 A 點取矩，即 0AM。 即：Gp l lglglglglglWG 44553322111 =2.3 （噸） 式中， 1W 切向挖掘阻力，已算， 9.36 公斤； 1g 、 2g 、 3g 、 4g 、 5g 分別為鏟斗和土、斗桿、動臂、轉臺和底盤的重量（公斤），見表； pl 切向挖掘阻力至傾覆邊的力臂（米）； 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 1l 、 2l 、 3l 、 4l 、 5l 分別為鏟斗、斗桿、動臂、轉臺和底盤的重量至傾覆邊的力臂（米）； Gl 配重的重量至傾覆邊的力臂（米）。 結合前面的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，取配重為 2.8 噸。 4.2 穩(wěn)定性校核 校核時，還要考慮可能發(fā)生的不利因素，如坡度、風載荷和慣性力等的影響。風載荷在此取 25 公斤 /米 2 。挖掘機的穩(wěn)定性以穩(wěn)定系數(shù) K 表示，它是挖掘機在工作或非工作狀態(tài)時對于傾覆邊緣的穩(wěn)定力矩 1M 與傾覆力矩 2M的比值。 一作業(yè)穩(wěn)定性 挖掘機在以下工況進行挖掘作 業(yè)時最可能造成整機失穩(wěn)，故，進行穩(wěn)定性校核。 1、 在斜坡上滿斗最大幅度時 這時鏟斗裝滿土幅度最大，挖掘機停在斜坡上且工作裝置位于下坡方向。如圖 4-2 所示。傾覆支點為左履帶中點，工作裝置和土重對履帶支承邊形成傾覆力矩，風載荷按最不利情況考慮，即風向使挖掘機有傾覆的趨勢。機身、底盤、配重起穩(wěn)定作用。取坡角為 11。 圖 4-2 此時，傾覆力矩：WhWlglglgM 3322112=11550.628 （公斤 *米） 穩(wěn)定力矩：6655441 lglglgM =17721.282 （公斤 *米） 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =1.5341.0 2、在斜坡上滿斗下降制動時的穩(wěn)定性 挖掘機停在上裝車時工作裝置位于下坡方向，鏟斗幅度最大，裝車時調整卸土高度可能產生動臂下降后突然制動的動作，從而產生很大的向下作用的慣性力，這些慣性力對挖掘機底部的支乘邊緣形成一個傾覆力矩。如圖 4-3所示： 圖 4-3 動臂下降制動時角減速度： 2 )( ii iirg gLgPhJM=0.698 （弧度 /秒 2 ） 式中， P 動臂油缸的最大作用力，已算， 30.664 公斤； h 動臂油缸作用力對動臂下鉸點的力臂，為 0.5496 米； ig 工作裝置各構件重量（公斤），見表； iL 各重量對動臂下鉸點的力臂（米）； ir 各重量重心到動臂下鉸點的距離（米）； g 重力加速度， 9.8 米 /秒 2 。 工作裝置下降時各構件重心繞動臂下鉸點轉動，緊急制動時，這些構件產生瞬時最大慣性力： grgT iii代入數(shù)值，得鏟斗、斗桿和動臂瞬時的最大慣性力矩分別為 0.6148 噸 *米、 0.1292 噸 *米和 0.1488 噸 *米。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 再測得這些慣性力對地面傾覆邊緣的力臂 il，則慣性力產生的傾覆力矩為 iilT。另外，工作裝置也產生傾覆力矩 iilg。 故，總傾覆力矩： 2M = iilT+iilg=16176.011 （公斤 *米） 式中，il 為工作裝置各構件重量至傾覆邊緣的力矩（米）； 穩(wěn)定力矩：6655441 lglglgM =17721.282 （公斤 *米） 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =1.0961.0 3、挖掘機在斜坡上滿斗回轉緊急制動 時 如圖 4-4 所示： 圖 4-4 挖掘機在斜坡上工作，轉臺回轉緊急制動時，整個工作裝置及回轉平臺各部分重量將產生慣性力： grgF iii式中，ig 工作裝置各構件重量（公斤），見表； ir 構件重心至回轉中心的回轉半徑（米）； 轉臺的回轉角減速度，在回轉機構計算中已求出，為 0.42765弧度 /秒 2 ； g 重力加速度， 9.8 米 /秒 2 。 這些慣性力（除轉臺外）對傾覆邊緣產生傾覆力矩iihF，風載荷 W 的傾覆力矩WWh。 則，總傾覆力矩： 2M =iihF+WWh=1045.177 （公斤 *米） 挖掘機各部分重量對傾覆邊緣 A 形成穩(wěn)定力矩，此外轉臺的慣性力矩亦起到穩(wěn)定作用。 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 故，穩(wěn)定力矩：446655441 hFlglglglgM ii =11749.503 （公斤 *米） 式中， 4g 、5g、6g 分別為轉臺、底盤和配重的重量（公斤）； 4l 、 5l 、 6l 分別為轉臺、底盤和配重對傾覆邊緣的力臂（米）； il 各工作裝置對傾覆邊緣的力臂（米）； 4F 轉臺的慣性力（公斤）； 4h 轉臺的重心高度（米）。 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =11.21.0 二、自身穩(wěn)定性 挖掘機的機身重量和配重在作業(yè)狀態(tài)起穩(wěn)定作用，但在空載時卻對底盤邊緣形成向后翻的傾覆力矩，而此 時工作裝置的重量起到了穩(wěn)定作用。如圖，挖掘機在空載時易失穩(wěn)的不利位置是：挖掘機停在斜坡上動臂抬的最高位于上坡方向，幅度最小，風向正面吹。如圖 4-5 所示： 圖 4-5 此時，穩(wěn)定力矩是：44553322111 lglglglglgM =10962.558 （公斤 *米） 傾覆力矩是：WWhlgM 662=3854.125 （公斤 *米） 式中， 1g 、 2g 、3g 分別為鏟斗、斗桿和動臂重（公斤），見表； 4g 、 5g 分別為轉臺和底盤的重量（公斤），見表； 4l 、 5l 轉臺和底盤的重量對傾覆邊緣的力臂（米）； il 工作裝置各構件的重量對傾覆邊緣的力臂（米）； W 風載荷（公斤）； 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） Wh 風載荷作用高度（米）。 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =2.8031.15 三、行走穩(wěn)定性 1、爬坡時 如圖 4-6 所示，反鏟挖掘機爬坡時，動臂放低，斗桿和鏟斗油缸伸出，迎面有風載荷，并考慮起動時的慣性力。取坡角為 27。如圖所示： 圖 4-6 爬坡時的起動慣性力：tg vGP =397.948 （公斤） 式中， G 挖掘機機重， 15 噸； v 挖 掘機行走速度， 2.6 公里 /小時； t 起動時間， 2.778 秒。 起動慣性力矩： PP hPM =313.981 （公斤 *米） 式中， Ph 整機的重心高（米），見表； 傾覆力矩：PW MWhlgM 662=2830.141 （公斤 *米） 式中，6g 配重的重量（公斤），見表； 6l 配重的重量對傾覆邊緣的力臂（米）； W 風載 荷（公斤）； 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） Wh 風載荷作用高度（米）。 （公斤） 穩(wěn)定力矩：44553322111 lglglglglgM =16197.908 （公斤 *米） 式中， 1g 、 2g 、3g、 4g 、5g 分別為鏟斗、斗桿、動臂、轉臺和底盤重（公斤），見表； 1l 、 2l 、 3l 、 4l 、 5l 分別為鏟斗、斗桿、動臂、轉臺和底盤的重量至傾覆邊的力臂（米）； 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =5.7231.20 2、 下坡制動時 鏟斗油缸全縮，斗桿垂直于地面，動臂抬起使斗齒離地面 0.5 米，下行時背后作用有風載荷，制動時有慣性力矩。如圖 4-7 所示： 圖 4-7 則，穩(wěn)定力矩：4455661 lglglgM =20907.791 （公斤 *米） 傾覆力矩：Wi WhlglglgMM 3322112=4591.317 （公斤 *米） 則，穩(wěn)定系數(shù)：21MMK =4.5541.20 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 第五 章 主要結構件的計算 主要結構件的計算主要是指 對斗桿和動臂在不利工況下進行載荷分析，以計算其材料與結構的強度。 5.1 斗桿 反鏟挖掘機斗桿的強度主要由彎矩控制。取以 下兩個工況位置進行強度校核。 一 、工況一 如圖 5-1 所示： 1、動臂位于最低； 2、斗桿油缸作用力臂最大； 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、側齒遇障礙有橫向作用力。 圖 5-1 河南科技大學畢業(yè)設計（論文） 切向最大挖掘力 1W 取決斗桿油缸的閉鎖力 gP，取斗桿為隔離體，按力矩平衡求得：dgdbgllrGrGlPW2341=8.458 (噸 ) 式中，dg GG, 斗桿和鏟斗的重量（噸）； dll,2 斗桿和鏟斗長（米）； 3r 斗桿重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）； 4r 鏟斗重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米） 取鏟斗為隔離體，按力矩平衡求得鏟斗油缸工作力： 657 21 rrrrGlWP ddd =24.846 (噸 ) 式中， 2r 鏟斗重力到鏟 斗與斗桿鉸點的距離（米）； 5r 連桿到鏟斗與斗桿鉸點的距離（米）； 6r 連桿到搖桿與斗桿鉸點的距離（米）； 7r 搖桿的長度（米）。 法6r向阻力取決于動臂油缸的閉鎖力 BP ，取整個工作裝置為隔離體，由力矩平衡求得： 636.5),(1 0112 rWGGGMrPrW dgbABB (噸 ) 式中，0r 切向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）； 1r 法向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）； Br 動臂油缸作用力到動臂下鉸點的力臂（米）； ),( dgbA GGGM 工作裝置各個部分對動臂下鉸點的力矩和。 鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力kW取決于回轉平臺的制動力矩