毕业设计（论文）-6t液压挖掘机的设计（含全套CAD图纸） .doc

河南科技大学毕业设计（论文）全套设计，联系 153893706第一章 绪论1.1 液压挖掘机的工作特点和基本类型液压挖掘机是由发动机、液压系统、工作装置、行走装置和电气控制等部分组成。液压系统由液压泵、控制阀、液压缸、液压马达、管路、油箱等组成。电气控制系统包括监控盘、发动机控制系统、泵控制系统、各类传感器、电磁阀等。其工作特点是：定转矩控制，能维持液压泵驱动转矩不变，载断控制，可以减少作业时间的卸荷损失；油量控制，可减少空挡和微调控制时液压泵的输出流量，减少功率损失。根据其构造和用途可以区分为：履带式、轮胎式、步履式、全液压、半液压、全回转、非全回转、通用型、专用型、铰接式、伸缩臂式等多种类型。1.1.1 液压挖掘机的主要优点液压挖掘机是重要的工程机械，具有作业灵活方便、适应范围广等优点，具有多项功能,又具有运输、能耗、灵活性、适应性等方面优势,而且价格低、重量轻、保养维修方便等优点得到了广泛的应用。1.2 液压挖掘机的发展概况1.2.1 国外液压挖掘机目前水平及发展趋势工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量3.5-4.0m单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机1。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-150m剥离用挖掘机，斗容量132m的步行式拉铲挖掘机；b-e（布比赛路斯-伊利）公司生产的斗容量168.2m的步行式拉铲挖掘机，斗容量107m的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。 一、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建设的需要，国外发展了斗容量在0.25m以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在0.01m。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以满足各种施工的需要。与此同时，发展专门用途的特种挖掘机，如低比压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。 二、迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制2。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。 三、重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。例如，德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作；美国林肯贝尔特公司新c系列ls-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。还安装了caps（计算机辅助功率系统），提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能；日本住友公司生产的fj系列五种新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助功率控制系统，利用精控模式选择系统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并处长了零部件的使用寿命；德国奥加凯（o&k)公司生产的挖掘机的油泵调节系统具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神钢公司在新型的904、905、907、909型液压挖掘机上采用智能型控制系统，即使无经验的驾驶员也能进行复杂的作业操作；德国利勃海尔公司开发了eco（电子控制作业）的操纵装置，可根据作业要求调节挖掘机的作业性能，取得了高效率、低油耗的效果；美国卡特匹勒公司在新型b系统挖掘机上采用最新的3114t型柴油机以及扭矩载荷传感压力系统、功率方式选择器等，进一步提高了挖掘机的作业效率和稳定性。韩国大宇公司在dh280型挖掘机上采用了epos-电子功率优化系统，根据发动机负荷的变化，自动调节液压泵所吸收的功率，使发动机转速始终保持在额定转速附近，即发动机始终以全功率运转，这样既充分利用了发动机的功率、提高挖掘机的作业效率，又防止了发动机因过载而熄火3。 四、更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力4。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立了预测产品失效和更新的的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下，借助于大量试验，缩短了新产品的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液压挖掘机的运转率达到85%-95%，使用寿命超过1万小时。 五、加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。 六、进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流量来裣，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率5。当外阻力增大时则减少流量（降低速度），使挖掘力成倍增长率加；采用三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动。实现与回转达机械的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速成运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。 七、迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年代，为了节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作轻便和安全作业，降低挖掘机口音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术6。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电一体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。20世纪80年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。1.2.2 国内液压挖掘机的发展概况纵观我国液压挖掘机近40年的发展历史,大致可以分成以下几个阶段:一、开发阶段(19671977年):以测绘仿制为主的开发。通过多年坚持不懈的努力,克服一个一个的困难,有少量几种规格的液压挖掘机终于获得初步成功,为我国挖掘机行业的形成和发展迈出了重要的一步。 二、液压挖掘机发展、提高并全面替代机械挖掘机阶段(19781986年)。这个阶段通过各主机厂引进技术(主要是德国挖掘机制造技术)的消化、吸收和移植,使我国液压挖掘机产品的性能指标全面提高到国际70年代末80年代初的水平。全国液压挖掘机的平均年产量达到1230台。 三、液压挖掘机生产企业数量增加,新加入挖掘机行业的国有大、中型企业以技贸结合、合作生产方式联合引进日本挖掘机制造技术(19871993年)7。由于国内对挖掘机的需求量的不断提高,新加入挖掘机行业的企业通过开发和引进挖掘机制造技术,其产品批量或小批量的投放国内市场或出口,打破了多年来主要由六大家挖掘机生产企业垄断国内挖掘机市场的局面,形成了有益于提高产品质量、性能和产量的良性竞争。这个期间国内液压挖掘机的年均产量提高到2000余台。 四、国内液压挖掘机供需矛盾日益扩大,国外各著名挖掘机制造厂商看好中国市场纷纷前来创办合资、独资挖掘机生产企业(1994年至今)8。从1994年开始,特别到1995年在我国挖掘机行业掀起了一股不小的合资浪潮。其中美国卡特彼勒公司和日本神户制钢所率先在徐州金山桥开发区和与成都工程集团公司合作在成都相继建立了生产液压挖掘机的中外合资企业,随后日本小松制作所、日立建机株式会社、韩国大宇重工、韩国现代重工业以及德国利勃海尔、德国雪孚、德国atlas、瑞典volvo公司等都先后在中国建立了中外合资、外商独资挖掘机生产企业,生产具有世界先进水平的多种型号和规格的液压挖掘机产品。近几年这些企业运营情况良好，发展速度很快。1.3 小结 自2000年以来,中国挖掘机市场的销量以超常规的速度增长着。2000年中国国内所有挖掘机生产企业销售量之和为7926台，2003年则达到34800台，三年时间增长了四倍。2001年比2000年增长56.4%，2002年比2001年增长59%，2003年与2002年比较，增长率竟然达到76%，2004年第一季度与2003年第一季度相比较全国挖掘机销售量的增长率又创新高，达到78%。 近年，中国挖掘机的实际销售量屡屡打破人们事先对市场的预计,显然这种过高的增长率对中国挖掘机市场的稳定、健康发展是不利的。谁都知道,中国国土辽阔,经济建设的任务很重,挖掘机市场需求空间很大,将来挖掘机产量发展到八万台、十万台恐怕是不够的。但挖掘机的实际需求量往往是由国家或地方经济建设的规模和任务所决定的,当地市场实际需求量相当大的程度也决定于当地老百姓的经济收入,如果当地老百姓的口袋里没有钱,买挖掘机岂不是空谈!为什么这几年东部沿海地区挖掘机旺销,而西部地区挖掘机销售量远不及东部地区,这不是说西部地区挖掘机不需要,相反西部地区挖掘机需求量更大,而目前还没有条件可将巨大的潜在市场转变为现实市场。业内人士认为,按照我们国家的土地、人口、经济、挖掘机的年均增长率在20%是一种比较正常的发展速度。总之,中国挖掘机市场将持续呈波浪型发展,从科学的发展观来看,要摒弃一切脱离实际的超前。6河南科技大学毕业设计（论文）第二章 液压挖掘机的整机设计 2.1 液压挖掘机主要参数的确定一、整机主要参数9整机使用质量 5800kg斗容 0.18m3发动机 45kw/2200rpm二、液压系统主要参数系统压力 22mpa系统流量 155 l/min工作装置系统压力 22mpa工作装置系统流量 110l/min回转系统压力 22mpa回转系统流量 35.6l/min伺服系统压力3mpa伺服系统流量9.9 l/min三、功率计算选用康明斯b3.3发动机（日本产）功率为45kw/2200r/min工作装置油泵排量 225cc/rev回转装置油泵排量 16.2cc/rev先导操纵油泵排量 4.5cc/rev （起调压力10mpa 额定压力22 mpa） 泵所需功率npq/60机械效率0.8工作装置功率: 回转装置功率: 伺服装置功率: 风扇直径=470mm,消耗功率5kw，发电机消耗功率0.75kw，飞轮输出功率为39.25kw考虑到空调需消耗3 kw,因此要求发动机输出净功率为36.25 kw发动机功率储备系数为：发动机功率储备系数偏小四、转速度及回转力矩计算回转装置a、b口的流量为 35.6l/min回转支承传动比 i=90/13=6.923回转马达排量 q=28.87cc/rev回转装置减速比 i=19.464回转平台转速 n35.6/（0.028876.92319.464）=9.15转/分回转装置在20mpa压力下，输出扭矩为：压力差回转起动力矩： m平台1652.96.923=11443.02nm 地面附着力矩 m=4910g4/3=49100.505.64/3=24413nm地面附着系数 取0.50g整机质量 取5.6吨根据计算回转时地面附着力矩满足要求。根据经验公式计算平台回转起动力矩m=kg4/3=9605.64/3=9547nmk=960g-整机质量 取5.6吨五、牵引力及行走速度计算行走装置（马达、减速机）马达排量两挡 43.7/22.7cc/rev 减速机传动比 i=53.706驱动轮转速： 行走速度：式中 驱动轮转速t 链轨节距 t=135mmz 驱动轮齿数 z=23 六、牵引力计算一挡工况：马达的输出转矩： 驱动装置的输出转矩： 单边牵引力：式中：r驱动轮半径一挡牵引力：取地面附着力： f附=56009.80.75=41.16kn二挡工况：马达的输出转矩： 驱动装置的输出转矩： 单边牵引力： 二挡牵引力： 附着力发挥为f总/ f附： 2f2/ f附=30.42/41.1673.9%七、接地比压接地面积： s1250240010000000mm2平均接地比压： pwg/s=54880/100000000.055(mpa)八、转向阻力计算fr0.5ag+ugl/4sa履带动力阻力系数取0.12u履带与地面的摩擦系数取0.7l轮距 1990mm s轨距 1520mm g整机质量5600kgfr1/20.125600（0.756001990）/（41520）3601235.31625.5kg二挡牵引力3042k可以转向九、回转制动时齿轮圆周力计算1、首选验算回转制动时地面附着力矩是否够履带式挖掘机对地面的附着力矩m4910g4/3履带对地面的附着系数0.5g机重5.6tm49100.55.64/324413.8 nm2、转台的制动力矩mz1.6m起1.611443.0218308.83nmmmz回转制动时附着力满足要求。3、制动时回转减速机输出齿轮转矩mzmz18308.830.94(9013)2485.9nm制动时圆周力p选用is-616回转支承 内齿模数m=7，z=90， x=0其额定圆周力p=7104np5.463104n 故齿轮强度安全。2.2 整机稳定性计算 挖掘机的稳定性包括作业稳定性和自身稳定性。为使机器外形尺寸较小，充分发挥挖掘力，为此在挖掘机转台后部设有平衡重10（俗称配重）。一、初定配重（表2-1）挖掘机停在水平地面上，斗杆和铲斗液压缸全伸出，空斗，斗底离地高约1m，转台上部各部件和工作装置的重心应当平衡，即各部件对回转中心力矩之和为零。（上部重心通过回转中心） 表2-1各部件重量和与回转中心的距离tab.2-1 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 下车重g下=2400kgr下=0mm动臂重g臂=300kgr=2129mm转台重量（不含配重和工作装置）连杆重g连=28kgr=2540mmg上=2300kgr上=890mm斗杆重g杆=120kgr=3320mmg配r配=1484mm摇杆重g摇=28kgr=2651mm铲斗重g斗=120kgr=2550mm动臂缸1只g1=126kgr1=1450zmm斗杆缸1g2=120kgr2=3400mm铲斗缸1只g3=98kgr3=3340mm不计下车重量二、挖掘机采用单排球四点接触式回转支承，通过回转支承将上下车连成一体，下车的重量也参与平衡11。工作装置和履带垂直，倾翻点为支重轮中心a点（图2-1）。挖掘机各构件（包括下车及工作装置）重心至a点的距离为r（图2-1未表示出，计算时，在a的左侧加760，右侧减760） 选取配重为g配=240kg表2-2 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-2 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻g配=240 kgr配=1484mmg臂=300kgr臂=1369mmg上=2300kgr上=890mmg连=28kgr连=1780mmg下=2400kgr下=760mmg杆=120kgr杆 =2560mmg摇=28kgr摇=1891mmg斗=120kgr斗=1790mmg1=126kgr1=690mmg2=120kgr2=2640mmg3=98kgr3=2580mmm稳=4227160kgfmmm翻= 1692068kgfmm 图2-1作业稳定性1.挖掘状态工况（图2-2）挖掘机停在水平地面上，工作装置与履带平行，斗杆与地面垂直，斗齿尖在停机面以下500mm处；用铲斗缸挖掘，风从后面来，倾翻点为履带前方引导轮中心12。（1）求挖掘力（图2-3）图2-2 挖掘状态铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离 r=952mm铲斗缸直径85mm,油压力pmax=210bar （扣除压力损失） 取液压缸效率=0.98 铲斗缸最大推力 图2-3 铲斗（2）铲斗级松土重324kg （3）系统压力pmax=210bar 表2-3 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-3 the weight of all parts and the distance from gyration center稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g配=240 kgr配=1484mmg臂=300kg r臂=1069mmg上=2300kgr上=1885mmg连=28kg r连=2985mmg下=2400kgr下=995mm g杆=120kg r杆=2890zmmg摇=28kg r摇=2995mmg斗=120kg r斗=2522mmg1=126kgr1=400mmg2=120kgr2=2058mmg3=98kg r3=3102mmw切=3377kgr切=920mmg径=675.4kgr径=300mmg风=87.5kg r=1256.5mmg铲=200kgr铲=400mmm稳=7079660kgfmmm翻=5158339.75kgfmm 图2-4 挖掘状态2.挖掘状态工况（2）（图2-4）挖掘机停在水平地面上，工作装置与履带平行，斗杆与地面垂直，挖掘至最大深度（3890），风从前面来，倾翻点在履带前方推土铲b点；这时配重成为稳定载荷。 求挖掘力-铲斗缸挖掘（图2-5） 图2-5 铲斗缸 表2-4 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-4 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻g上=2300kgr上=3032mmg臂=300kgr臂=550mmg下=2400kgr下=2142mmg连=28kgr连=2521mmg配=240 kgr配=3106mmg杆=120kgr杆=2291mmg产=200 kgr产 =200mmg摇=28kgr摇=2398mmg1=126kg r1=335mmg斗=120kgr斗=2410mmw切=3187kgr切=3890mmg2=120kgr2=2528mmg径=637.6kgr径=689mmg3=98kgr3=2559mmg风=87.5kg r风=1490mmm稳=25909161.4kgf.mmm翻=1120282kgf.mm稳定系数： 满足稳定要求。3.卸载状态工况（3）（图2-6）（图2-7）挖掘机横向停在12斜坡上，工作装置位于下坡方向（与履带垂直），伸出最大幅度，满斗，铲斗刚离开地面，风从后面来，倾翻点为下坡方向履带边缘a点；挖掘机向下坡方向回转制动，倾翻力矩除a点右侧的重力矩外，还有惯性力矩、稳定力矩为a点左侧的重力矩和回转中心左侧的惯性力矩。图2-6 卸载状态表2-5 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-5 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g配=240 kg r配=2396mmg臂=300kgr臂=1100mmh配=897mmh臂=2254mmg上=2300kg r上=1815mmg连=28kgr连=4138mmh上=1293mmh连=1618mmg下=2400kg r下=944mm g杆=120kgr杆=3660mmh下=423mmh杆=1943mmg摇=28kgr摇=4118mmh摇=1738mmg斗=120kgr斗=3686mmh斗=1525mmg1=126kgr1=444mmh1=1829mmg2=120kgr2=2093mmh2=2653mmg3=98kgr3=3880mmh3=2090mmg土=324kgr土=3003mmh土=250mmg风=87.5 kgr风=930mmh风=1490mmm稳=7015140kgf.mmm翻=3407939 kgf.mm 图2-7 稳定性 三、自身稳定性（图2-8）挖掘机停在12斜坡上，履带与坡度方向垂直，工作装置与履带垂直，铲斗举至最高，空斗，幅度最小，铲斗处于上坡方向，风从上坡方向来，挖掘机有向下坡方向倾翻的可能，倾翻点为下方履带支重轮中心a点。表2-6 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-6 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g下=2400kgr下=651mmg配=240 kgr配=892 mmg臂=300kg r臂=1495mmw风=87.5kg r风=1490mmg连=28kgr连=3085mmg上=2300kgr上=418mmg杆=120kgr杆=3007mmg摇=28kg r摇=3075mmg斗=120kgr斗=2625mmg1=126kg r1=1457mmg2=120kg r2=2202mmg3=98kgr3=3144mmm稳=3615154kgf.mm m翻=1305855kgf.mm图2-8 自身稳定性四、行驶稳定性1.上坡行驶稳定性（图2-9）挖掘机沿25斜坡上坡行驶，斗杆全收回，斗底离地约0.5m位于上坡方向，风从前方来，挖掘机由静止到启动状态13。这时配重、风力和启动惯性力使挖掘机绕位于斜坡下方驱动轮中心a点朝后倾翻。表2-7 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-7 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g杆=120kg r杆=3814mmg配=240 kgr配=2163mmh杆=1109mmh配=1103mmg上=1800kg r上=440mm h上=1280mmg下=2400kgr下=668mmh下=575mmg臂=300kg r臂=1895mmh臂=2191mmg连=28kg r连=3069mmm=5600kgv=2.7km/h=0.75m/st=1.7s h连=325mmg摇=28kg r摇=3249mmh摇=393mmg1=126kg r1=1687mmh1=1422mmg2=120kgr2=3137mmh2=1908mmg3=98kg r3=3762mmh3=746mmg斗=120kgr斗=2897mmh斗=757mmm稳=4111602kgf.mm m翻=1539180kgf.mm 图2-9 上坡行驶稳定性图2-10下坡行驶稳定性2.下坡行驶稳定性（图2-10）挖掘机沿25斜坡上下坡制动，斗杆及铲斗垂直于地面，斗齿尖离地约0.5m，急刹车（制动）惯性力（p）使挖掘机朝前倾翻，倾翻点在履带前方推土铲a点，风从后方来。 表2-8 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-8 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g配=240 kg r配=2422mm g臂=300kg r臂=1020mmh配=901mmh臂=2695mmg上=2300kg r上=2008mmg连=28kg r连=2540mmh上=1230mmh连=1123mmg下=2400kg r下=1024mmg杆=120kgr杆=2565mmh下=619mmh杆=1999mmg摇=28kgr摇=2543mmh摇=1118mmg斗=120kgr斗=2014mmh斗=788mmg1=126kg r1=449mmh1=3033mmg2=120kgr2=2394mmh2=1685mmg3=98kgr3=2721mmh3=1972mmp=252kgf m稳=7657280kgf.mm m翻=1890304kgf.mm 五、误操作时的稳定性（图2-11）图2-11误操作时的稳定性挖掘机在25斜坡上下坡，工作装置全伸出在下坡方向，空斗，斗齿尖离地约1m，以最高速度下坡，急刹车，风从后方来，惯性力使挖掘机绕履带引导轮中心下方a点向前倾翻。表2-9 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-9 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 g配=240 kgr配=2428mmg臂=300kg r臂=1368mmh配=901mmh臂=2286mmg上=2300kgr上=1765mmg连=28kg r连=3578mmh上=1251mmh连=820mmg下=2400kg r下=1242mmg杆=120kg r杆=2959mmh下=563mmh杆=1157mmg摇=28kgr摇=3538mmh摇=806mmg斗=120kgr=3678mmh=392mmg1=126kg r1=1048mmh1=1565mmg2=120kgr2 =2830mmh2 =1999mmg3=98kg r3 =3820mmh3 =1287mmp=252kgfm稳=7623020kgf.mm m翻=2514402.8kgf.mm稳定系数： 可以图2-12 拆除工作装置时的稳定性六、拆除工作装置时的稳定性（图2-12）挖掘机修理时，停在水平场地上，上车纵轴线和履带垂直，拆除工作装置，此时配重变成倾翻因素。场地无风，挖掘机绕后方履带支重轮中心a点倾翻。表2-10 各部件重量和与回转中心的距离tab.2-10 the weight of all parts and the distance from gyration center 稳定力矩稳 倾翻力矩翻g配=240 kg r配=724mmg下=2400kg r下=760mmg上=2300kgr上=130mmm稳=1824000kgfmmm翻=472760kgfmm满足要求。2.3 整机的重心计算 图2-13 挖掘机运输状态一、挖掘机运输状态纵向重心位置图示符号的含义：gb=240kg 平衡重重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离yb为1484mm；gp=2300kg 平台上部重量，重心距回转中心线（z坐标）的距离yp为750mm；gu=2400kg 平台下部重量, 重心距回转中心线（z坐标）的离yu为0mm；g斗=120kg 斗杆重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y1为3450mm；g铲=120kg 铲斗重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y2为2550mm；g臂=300kg 动臂重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y3为2129mm；g1=120kg 动臂油缸重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y4为1520mm；g2=120kg 斗杆油缸重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y5为3150mm；g3=98kg 铲斗油缸重量， 重心距回转中心线（z坐标）的距离y6为3630mm；g=5600kg 整机重量。整机重心距回转中心线（z坐标）的距离y=giyi/g=(1203450+1202550+3002129+1261520+1203150+983630-2401484-2300890)/5600=-21.28mm运输状态整机纵向重心距回转中心向后21.28mm2.4 小结本章通过确定液压挖掘机的整机参数，经过一系列的计算，确定了液压挖掘机的整机稳定性，为下文进一步的设计打下了基础，有利于实际生产中的应用。30河南科技大学毕业设计（论文）第三章 底盘的计算3.1 底盘数据概述根据单斗挖掘机的底座计算方法17，液压挖掘机横向挖掘，选择动臂上、下铰点连线水平，斗杆垂直以铲斗挖掘而挖掘力w1为垂直方向时来作为计算工况（如图3-1所示）已知数据（机器各部分位置如图3-1）：图 3-1 挖掘机整机图示符号的含义： 平衡重重量，其重心距回转中心线（z坐标）的距离y1为1484mm； 不包括平衡重及工作装置的平台上部的重量， 其重心距回转中心线（z坐标）的距离y2为890mm； 行走装置总重量， 其重心距回转中心线（z坐标）的距离y3为0mm； 动臂重量， 其重心距回转中心线（z坐标）的距离y4为2064mm； 动臂油缸重量， 其重心距回转中心线（z坐标）的距离y5为1404mm； 斗杆及连杆、摇杆重量， 其重心距回转中心线（z坐标）的距离y6为3913mm； 斗杆油缸重量, 其重心距回转中心线(z坐标)的 距离y7为3188mm; 铲斗及土重总和, 其重心距回转中心线(z坐标)的距离y8为3508mm; 铲斗油缸重量, 其重心距回转中心线(z坐标)的距离y9为4169mm; 图示位置挖掘力, 其距回转中心线(z坐标)的距离yw为2960mm.平台及平台上部各部分的重量总和： =2352+22540+2940+1234.8+1724.8+1176+4351.2+960.4=37279.2n平台及平台上部各力对回转中心水平轴的力矩(包括挖掘力)： 设平台及平台上部合力作用点的位置为m点（包括挖掘力），则： r平台及平台上部合力作用点到机器回转中心的水平距离. 本底座计算中的单位规定如下：图形中的长度单位： mm力的单位： n质量的单位： kg力矩的单位： nm3.2 底盘强度计算 一、底盘车架的尺寸如图3-2所示a、b、c、d为底盘在履带架上分支承点。即底盘横梁中心线和履带架中心线的交点。a1、b1、c1、d1为驱动轮、导向轮在地面的支承点，a1、b1、c1、d1分别在单条履带的中心线上。ak和a1k1分别为b c、b1 c1的垂线ak= a bsina b c= a bsin()= 655sin()=601.5mma1k1= a1b1sina1b1c1= a1b1sin()=1990sin()=1208 mm图 3-2 底盘车架 (单位:mm)图 3-3 截面 (单位:mm)二、底架强度计算20：取m作用于a的一边270 mm处是最大受力工况。按a、b、c、三点支承受力平面进行计算。=22540/4+111977014.8/601.5=191798n计算取图3-3中的截面和截面为危险截面。截面的计算 （尺寸如图3-3所示）： =19179827/327.68=15803.7n/cm2截面的计算（尺寸如图3-4所示）：图3-4截面 (单位:mm) 图3-2中的点为（）合力作用点的位置, 660为滚盘座螺孔中心的分布直径, 1520为两条履带中心线的距离21。即底座横梁按简支梁计算的长度，则截面螺孔中心所受的力为：=6153995.994n.cm 3.3 许用应力的选取根据单斗液压挖掘机底架计算，其许用应力按动载荷选用。板厚16mm时的容许应力为17150n/cm2。很明显，通过对挖掘底座的计算，各部分的应力均小于所选取的许用应力值，所以机器各部分16mn板材所受的力均能满足强度要求，且有足够的安全系数。3.4 小结本章主要设计液压挖掘机的底盘，主要计算了底盘的强度，研究了底盘的支撑力，从而提高机器的安全系数，在实际生产中根据需要选择适合的板材，满足生产需要。 39河南科技大学毕业设计（论文）第四章 履带行走装置的计算 4.1 压马达的输出扭矩和转速 （马达扭矩） （马达转速）q流量 q =55l/min几何排量 =压差， 取 容积效率， 机械效率， i传动比 i =53.706一档工况： 二档工况： 图4-1 履带行走装置1、导向轮2、组合行走架3、张紧装置4、中护轨板5、托带轮6、 履带 7、支重轮 8、驱动轮4.2 挖掘机的行走速度和牵引力行走马达选用 ja3d3000b型 排量：43.7/22.7ml/r中央末端传动比 i=53.706/1=53.706一、行走速度为：t链轨节距 t=135mmz驱动轮有效节数 z =12驱动轮转速： 行走速度：二、履带牵引力：驱动轮半径：一挡工况：马达的输出转矩：驱动装置输出转矩：单边牵引力： 一挡牵引力： 取地面附着力： f附=5600x9.8x0.75=41.16kn二挡工况：马达的输出转矩： 驱动装置的输出转矩： 单边牵引力： 二挡牵引力： 4.3 挖掘机爬坡度计算一、 挖掘机在坡度上行走时(硬路面),其牵引力需要克服:运动阻力； 坡度阻力（下滑力）； 内部阻力； 根据牵引力的计算，我们知道挖掘机的牵引力大于地面附着力，故计算时以地面附着力为准，另外发动机有足够的动力克服内部阻力，故计算时不考虑内部阻力的影响。gcos+gsin=gcos地面阻力系数： = 0地面附着系数： = 0.8代入得：=arctg（0.8-0.1）=35二、实际爬坡能力由发动机爬坡允许倾角的限制, 按照柴油机的使用要求, 最大允许倾角为35,所以本机最大爬坡度为354.4 行走、下坡制动力计算挖掘机下30坡时全速（二挡）行驶计算制动力，风从后面吹来，其驱动轮的主动力有下滑力、制动惯性力、风的合力。下滑力： w15600（sin300.035cos30）2630.26kgf制动惯性力： w2（5600v2）/t=56004.03100