机械毕业设计21毕业设计说明书(单斗挖掘机工作装置设计)

河南科技大学毕业设计（论文） I 单斗挖掘机工作装置设计 摘 要 单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大的作用。随着国家经济建设的不断发展，单斗挖掘机的需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中的作用将越来越显著。 反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动 分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机反铲装置的基本轮廓。 挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析 。 关键词 ： 单斗挖掘 机， 运动分析 ， 力学分析 ， 强度校核 河南科技大学毕业设计（论文） 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 河南科技大学毕业设计（论文） III 目 录 前 言 . 第一章 整机参数 . 1.1 主要参数的选择 . 1.2 尺寸参数的选择 . 第二章 工作装置设计 . 2.1 动臂机构 . 2.1.1 动臂机构参数选择 . 2.1.2 校核动臂力矩特性 . 2.3 铲斗机构的参数选择 . 2.4 最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算 . 2.5 挖掘力的计算 . 2.6 挖掘范围 . 第三章 液压系统设计 . 3.1 元件选择 . 3.2 系统分析 . 第四章 整机稳定性 . 4.1 初步确定配重 . 4.2 稳定性校核 . 第五章 主要结构件的计算 . 5.1 斗杆 . 5.2 动臂 . 5.3 连杆、摇杆和销轴 . 第六章 生产率计算 . 6.1 斗杆油缸伸、缩时间的计算 . 6.2 动臂油缸伸、缩时间的计算 . 6.3 铲斗油缸伸、缩时间的计算 . 6.4 转台满斗回转和空斗回转时间的计算 . 6.5 作业循环时间计算 . 6.6 理论生产率计算 . 第七章 挖掘机的使用与 维修 . 河南科技大学毕业设计（论文） IV 7.1 挖掘机的使用 . 7.2 挖掘机的维修 . 结 论 . 致 谢 . 河南科技大学毕业设计（论文） 前 言 挖掘机是工程机械的一个主要机种，它广泛应用于矿山开采、道路工程、国防施工、农田水利等基本 建设之中。随着我国经济建设的迅猛发展特别是国家加大公路、铁路 、 住宅和水利设施的投资，挖掘机越来越显示出在国民经济建设中的巨大作用。 我国挖掘机生产起步于 60 年代，第一代产品为机械式挖掘机。进入 70年代，开始研制液压挖掘机，并形成了系列产品，标 志着我国挖掘机行业已经形成。 80 年代中期，随着我国改革开放的深入和国民经济的发展，我国一些大型挖掘机企业分别引进了德国利渤海尔、德马克等公司的先进制造技术，使我国的挖掘机在技术水平、产品质量和生产管理上都有了很大的提高。涌现出诸如长江挖掘机厂、抚顺挖掘机厂、上海建筑机械制造厂、合肥矿山机器厂、北京建筑机械厂和贵阳矿山机器厂等一批实力较强的骨干企业，为我国挖掘机产品的生产和发展奠定了坚实的基础，也为我国的经济建设做出了不可磨灭的贡献。 进入 90 年代，挖掘机市场需求迅速扩大，一些企业纷纷看好这一市场，挖掘机 行业如雨后春笋，新企业不断涌现，一些原本生产其它工程机械的企业，也纷纷加入到挖掘机行业。国外一些大公司也把目光瞄准了中国市场，短短的几年内，先后有日本、韩国、德国等十余家公司与中国企业进行了合资，还有的在中国独资办企业生产挖掘机，使得我国从原有的六大骨干厂，一下猛增到 44 家。企业性质由原来的单一国有企业，变成了国有、合资、独资、股份制、乡镇集体等多种形式。 目前，摆在挖掘机行业面前的是挑战和机遇并存。今后几年中国经济的快速增长，无疑会给工程机械行业的发展带来无限商机，挖掘机是工程机械的主要产品之一，许多 工程都离不开挖掘机械的参与。据中国机电报报道，“ 九五 ” 期间国家计划新建铁路 6000 多公里，增建复线 3000 多公里，电气化改造 4000 多公里，到 2000 年铁路运营将达到 6.8 万公里，平均每年投入资金 500 亿元。 “ 九五 ” 期间还将投资 5500 亿元，新建公路 11 万公里，其中高速公路 6000 公里；港口将新建万吨以上的舶位 100 个，新增吞吐能力 2河南科技大学毕业设计（论文） 百多万吨；同时还要大力发展原油、天然气管道建设；在能源工业方面，将新建 20 座大型水电站，若干大型露天煤矿，石油的开采也逐步加大；另外，冶金、矿山的开采， “ 九五 ” 期间要新建 9 座大 型露天铁矿；还有农田水利工程，改造黄河流域 10 大水系，南水北调、疏竣河道，特别是 98 年遭受特大洪水灾害后，对堤坝、围堰的整修、加固、和综合治理工作将会加大力度。所有这些领域的巨大发展都需要大量的挖掘机械，为我国挖掘机械的发展提供了广阔前景。预计近几年国内市场每年需求挖掘机 12000-15000 台 。因此，要使挖掘机的产量满足市场需求，只有把产品质量搞上去，提 高产品的可靠性，切实做好售后服务，才能在竞争中立于不败之地，在 市 场上占有重大 份额。 河南科技大学毕业设计（论文） 第一章 整机参数 1.1 主要参数的选择 按照国家颁布的液压挖掘机型式与基本参数系列标准规定的数值范围，结合拟采用的结构特点选定参数值，即按标准选定法，查表 1-3，初步确定以下参数： 标准斗容量 q=1m3 机重 G=7t 发动机功率 N=60 马力 1.2 尺寸参数的选择 以液压挖掘机的机重为指标，用以下公式近似确定： 线尺寸参： Li =kli 3G 面积参数： Si =ksi 3 2G 体积参数： Vi=kvi G 式中， kli ， ksi ， kvi 分别是各个线向、面积、体积尺寸经验系数，查单斗液压挖掘机表 1-4。列计算后所得机体尺寸和工作尺寸数据在下表。 表 1-1 计算所得的单斗挖掘机机体尺寸和工作尺寸 名 称 尺寸（米） 名 称 尺寸（米） 履带接地长度 2.4 轨距 1.20 司机室顶高 2.7 转台离地高 0.90 尾部半径 1.345 机棚高 1.10 最小离地间隙 0.24 履带宽 0.50 臂铰与油缸铰距 0.548 履带总高 0.48 臂铰离地高 1.111 臂铰离回转中心 0.37 前部离回转中心 0.60 动臂长度 2.90 斗杆长 1.979 铲斗长 0.95 河南科技大学毕业设计（论文） 第二章 工作装置设计 该挖掘机工作装置为反铲装置，采用如下结构方案： 一、采用整体式弯动臂，动臂油缸下置式。 二、采用整体式斗杆。 三、动臂与斗杆的长度比，采用中间方案，即特性参数 k1 =ll21在 1.52 之间。取 k1 =1.889。 2.1 动臂机构 2.1.1 动臂机构参数选择 最大挖掘半径一 般与动臂长、斗杆长和铲斗长的和值相等，按经验公式取其值 R1= 6446.7321 lll米 如图，在三角形 CZF 中，取：动臂弯角 1 =120，特性参数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 图 2-1 三角形 CZF 中， 33ZCF ， 5BCZ ，282 BCF 。 河南科技大学毕业设计（论文） ZCFVABQ图 2-1 取 114 ,96.0 k =60 基本用于反铲。斗杆全缩时 CFQ 为最大值，取为 160。考虑结构尺寸、运动余量、稳定性构件运动幅度等因素，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 符合下列几何条件： 1,1即得： 977.0s in1150 lHY A（米） 939.157 ll （米） 5min1 lL =1.403（米） min11max1 LL =2.384（米） 这样，动臂机构的全部参数初步选出。 2.1.2 校核动臂力矩特性 一、最大挖掘深度时动臂油缸的闭锁能力 1XP 足以克服正常挖掘阻力JW1即： 1XP GMLllm in1m in157 s in JW1（CYH max1） 河南科技大学毕业设计（论文） 式中为工作装置重量时 c 点的力矩。工作装置重量参照表估计如下表所示 ： 表 2-1 工作装置重量估计值 重 量（吨） 动臂 1G 斗杆 2G 铲斗 3G斗杆缸 4G 铲斗缸 5G连杆摇杆 6G1 0.4 0.42 0.17 0.11 0.1 代入数据后计算可得：左 43 42.6右，即满足要求。 二、满斗处于最大半径时动臂油缸应有足够的提升力矩。 即： 112 PeMT MZ 估计土重 10207.1 qG T 吨，载荷力 矩的近似表达式： )5.0()7.0(5.0 32121141 lllGllGlGM TDGZ =14.224 （吨 /米） 如图 2-2 示，三角形 FCQ 中 160CFQ ，可得： 图 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河南科技大学毕业设计（论文） CAB 7.662c o s 152721251 LllLl 得： 1e = 6116.0s in5 CABl（米） 取动臂油缸直径 D=125 毫米，工作压力 250p 公斤 /厘米 2 。 则动臂油缸大腔作用面积： F1= 421D =122.656 （厘米 2 ）， 油缸的推力： 11 pFP =30.664 （吨） 油缸提升力矩： TM =39.024（吨 /米） MZ 满足要求。 （ 3）满斗处于最大高度时的动臂缸应该有足够的提升力。 按（ 2）同类方法计算可得： 1em ax1m ax1571sin Lll =14.124 （米） 显然，满斗处于最大高度时的载荷力矩要小于满斗处于最大半径时的值， 故 TM =28（吨 /米） MZ ，满足要求。 2.2 斗杆机构 根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同类型机器斗杆挖掘力值，取最大挖掘力为 80KN 或 8t，斗杆油缸直径 D=125 毫米，工作压力 250p 公斤 /厘米 2 。 则：斗杆油缸大腔作用面积： 2F = 42D =122.656 （厘米 2 ） 油缸的推力： 22 pFP =30.664 （吨） 最大作用力臂：232m a x9m a x2 )(P llPle G =0.867 （米） 如图 2-3： 河南科技大学毕业设计（论文） DFE 0 E ZL 2maxL 2min图 2-3 取斗杆摆角 902 ， 7.12 。 则： 592.112s in2229m in2 lL （米） 249.2)2c o s (2 m a x29m i n229228 lLlLl M I N （米） 斗杆上 EFQ =138 ， DFZ =5。 2.3 铲斗机构的参数选择 一、基本参数的选择 如图 2-4： V 0FGHKMN QV图 2-4 在铲斗连杆机构中可取 F、 N、 Q 三点一直线。取 105,34.0102 K Q Vk 。 河南科技大学毕业设计（论文） 则： 419.03224 lkKQl（米） 二、斗形参数的选择 斗容量 q、平均斗宽 B、转斗挖掘半径 R 和转斗挖掘装满转角 2 （取为95）四者之间有以下几何关 系： sKBRq )2s in2(5.0 2 取土壤松散系数 25.1sK，得 B=1.254 米。 转斗挖掘时挖掘米容积的土所耗的能量称为转斗挖掘能容量，用符号 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 挖掘过程中考虑其它因素影响的系数。 三、转角范围为 162 2.4 最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算 一、当下置动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩， QV 连线处于 垂直状态时，可得到最大卸载高度，如图 2-5： CAZFQVH 3maxL 1max图 2-5 32118m ax12211m ax11115m ax3 )180s i n ()s i n (s i n llllYH A 二、当下置动臂油缸全缩， FQV 三点同一直线并处于垂直状态时得到最大挖掘深度，如图 2-6： 河南科技大学毕业设计（论文） CAZFVQBH 1 m a xL 1 m i n图 2-6 AYllllH 1152m i n111123max1 s in)s in ( 三、当斗杆油缸全缩， FQV 三点同一直线，而且VY=0 时可以得到停机面最大挖掘半径，如图 2-7： ZCFVABQ图 2-7 )c o s ()(2)( 8323212322140 llllllCVl =7.530 （米） 302240m a x0 lYlXR CV 河南科技大学毕业设计（论文） 得max3H值为 3.492 米，max1H值为 5.454 米，max0R为 7.738 米。 2.5 挖掘力的计算 反铲装置挖掘力可按以下情况分为工作油缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘力。 一、工作油缸的理论挖掘力 反铲装置主要采用铲斗油缸进行挖掘。假定不考虑以下因素：工作装置自重和土重；液压系统和连杆机构效率；工作油缸的背压。 铲斗挖掘时，铲斗油缸的理论挖掘力： 267.133323130 iPlr rrPP D（吨） 式中，铲斗油缸大腔作用面积：3F= 1F =122.656 （厘米 2 ） 铲斗油缸的理论推力： 664.3033 pFP（吨） 液压系统工作压力： p=250 公斤 /厘米 2 铲斗连杆机构的总传动比： 4.0i 。 对于反铲装置动臂油缸的理论挖掘力一般不予考虑。 二、整机的理论挖掘力 假定挖掘力的方向为斗齿运动轨迹的切线方向，如图工况为铲斗油缸挖掘，铲斗油缸主动作用产生的挖掘力为DP0，大小已知。 - 可得到整机的理论挖掘力：36633003 l rGrGPP QQD 式中，铲斗加土和连杆机构自重对 Q 点的作用力矩： 1 4 4 5.06633 QQ rGrG 吨 *米。 03P能克服的最大挖掘阻力03W大小与03P相等，方向相反，即： 03W=03P=13.411 吨。 在作用下斗杆油缸受压，动臂油缸受拉。设动臂油缸不被拉长的条件所限制的挖掘阻力为01W。取整个工作装置为隔离体，列出对 C 点的力矩平衡方程式： 6 111 i CiiX rGeP = 01W CWr 河南科技大学毕业设计（论文） 式中，iG 各装置61 GG的大小（吨）； 1e 动臂油缸对 C 点的作用力臂（米）； CWr01W对 C 点的作用力臂（米 ）； Cir 各装置作用力臂（米）。 可得： )(1 611101 i CiiXCWrGePrW =9.362 （吨） 同理： )(1665533222202 FFFFDFW rGrGrGrGePrW =9.701 （吨） 式中，FWr02W对 F 点的作用力臂（米）； 66553322 FFFF rGrGrGrG 各装置对 F 点的力矩（吨 *米）； 2e 斗杆油缸对 F 点的作用力臂 （米）。 取整机为隔离体，列出对倾翻支点 I 的力矩平衡方程式，得整机稳定条件所允许的挖掘阻力最大值： )(106 ISSIGGIWrGrGrW =9.671 （吨） 式中，IWr06W对 I 点的作用力臂（米）； G 工作装置总重（吨）； IGrG对 I 点的作用力臂（米）； SG 机体重量（吨）； ISrSG对 I 点的作用力臂（米）。 附着条件所限制的挖掘阻力值可由整机受力的坐标投影平衡方程求得： 3804 cos GW =9.578 （吨） 式中， G 整机重量（吨）； 行走装置与地面附着系数； 38 挖掘阻力的水平倾角，取为 20。 综上所述，只有在主动油缸产生的挖掘力同时满足下列条件才可能实现： 动臂油缸闭锁条件010303 WWP 斗杆油缸闭锁条件020303 WWP 整机与地面附着条件040303 WWP 整机稳定条件060303 WWP 河南科技大学毕业设计（论文） D B G 否则，整机能实现的理论挖掘力被和中的最小值所确定，即整机理论挖掘力响应最小值 9.362 吨。 2.6 挖掘范围 挖掘轨迹如图 2-8 所示： 图 2-8 铲斗挖掘轨迹 AB 是动臂油缸进行挖掘，且铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上； BC 是斗杆油缸进行挖掘，且动臂位于最低，铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上； CD 是动臂油缸全缩，斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作； DE 是斗杆油缸全伸，铲斗尖到动臂与机架铰点最近，动臂油缸动作； EF 是动臂油缸和斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作； GF 是动臂和铲斗油缸全伸斗杆油缸动作； AG 是动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩以铲斗进行挖掘。 C A E F 河南科技大学毕业设计（论文） 第三 章 液压系统设计 根据国家公称压力及流量系列 , 选用系统压力为 250 公斤 /厘米 2。已计算系统流量为 2 125 升 /分。 3.1 元件选择 一、油缸的选择 动臂油缸为双缸， 铲斗和斗杆油缸均为单缸，缸径均为 125 毫米。 二、油泵的选择 油泵功率：RQPN ppy 450=63.13 （马力） 式中，pP 油泵的最大工作压力（公斤 /厘米 2）； pQ 油泵的流量（升 /分）； 油泵的总效率，取为 0.88； R 变量系数，取为 2.5。 查相关资料，主油泵采用 埋油斜轴式轴向柱塞双向变量泵 , 参数如下： 表 3-1 主油泵相关参数 型 号 公称排量 mL/r 额定压力 Mpa 额定转速 r/min ZB-125,125EV 125 25 2200 控制油路采用齿轮泵 CB-B20,参数如下： 表 3-2 齿轮泵 CB-B20 相关参数 型号 公称排量mL/r 额定压力MPa 额定转速r/min 驱动功率KW 重量 Kg 容积效率 河南科技大学毕业设计（论文） CB-B20 20 2.5 1450 1.02 5.4 90 三、马达的选择 回转马达和行走马达（在上述设计中已选定）型号均为 GQM16-1600。 四、发动机的选择 由于变量系统油泵经常在满载或超载情况下工作，功 率利用系数比较高，为了保证功率储备，同时考虑到辅助设备的动力消耗，取发动机功率： yNN 25.1 78.91 （马力） 查相关资料，采用 4120F 型风冷柴油机。 五、主油管管径的计算 挖掘机液压系统主油管路的油液流速取为 8 米 /秒。 81006010004Qd=1.8 （厘米） 六、油箱容量的计算 油箱为开式，容量取为油泵总流量的 1.5 倍。 QV 25.1 =375 （升） 3.2 系统分析 由柴油机驱动液压油泵 ,向工作装置、转 台回转机构和行走装置的执行元件输送液压油。工作装置包括动臂、斗杆和铲斗，分别由液压缸驱动；回转机构和行走装置由液压马达驱动。其工作循环是：以铲斗切削土壤，装满后提升，回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置，开始下一次作业。 液压系统为双泵双回路全功率调节变量系统。液压泵组包括两台轴向柱塞式变量泵（主泵）和一台齿轮泵（先导油泵）。通过操纵减压阀式先导阀手柄的不同方向和位置，使来自先导油泵的液压油控制液控多路换向阀的开度和换向，实现执行机构的单一动作和同步动作。工作回路除容积调速外，尚有节流调速和双泵合流的 有级调速。 一、主要回路组成 全功率变量泵组调节回路、减压阀式先导操纵控制回路、回转回路、行走回路、动臂回路、斗杆回路及铲斗回路。以下分别就各回路进行分析。 1、全功率变量泵组调节回路 河南科技大学毕业设计（论文） 两台主泵均为轴向柱塞变量泵，由旋转部件、斜盘部件和阀部件组成。根据调节器改变主泵斜盘摆交，就可以改变泵的输出流量和压力。 2、减压阀式先导操纵控制回路 控制回路的压力油由先导油泵提供。工作压力由泵出口处的溢流阀调定为 25 公斤 /厘米 2 。在控制回路进油路上，设有气体隔离式蓄能器，保证有一定的操纵压力，并在液压泵不工作或损 坏时仍能使工作机构运转。 3、回转回路 回转马达型号为 GQM16-1600 。工作力矩为 6158nm。挖掘机回转时，由于上车转动惯量很大，在起动制动和突然换向时，易引起很大的液压冲击，因此设置如图 3-1 所示缓冲回路。两限压阀常闭，当马达突然停止或转向时，高压腔的压力油经限压阀泄回油箱，低压腔则由单向阀进行补油，从而消除液压冲击。 图 3-1 4、斗杆回路 斗杆液压缸由单泵供油时 ， 1 倍速工作，也可通过操作左合流阀实现双泵合流供油， 2 倍速作业。 5、动臂回路 动臂操作位 于“上升”位置时，由于动臂是双液压缸驱动，要求驱动功率较大，故采用合流。操作左合流阀使两主泵来的压力油合流，实现 2 倍速。 动臂操作位于“下降”位置时，只有单泵供油，即只有 1 倍速。回油时，液压油通过平衡阀使之流速缓慢，足以避免油路中的吸空现象，并防止动臂收缩时因自重失速。 6、铲斗回路 铲斗液压缸由单泵供油时， 1 倍速工作，也可通过操作右合流阀实现双泵合流供油 ， 2 倍速作业。 7、行走回路 左右行走马达液压油分别由两主泵提供。如图 3-2 示，为防止超速溜坡现象，设有限速补油回路。当马达超速时，进油供应不及 ，压河南科技大学毕业设计（论文） 力降低，二位二通阀右移，回油通道关小或关闭，行走马达减速制动，保证了行走装置安全运行。 图3-2 工作装置（斗杆、动臂、铲斗）以及回转、行走装置的控制阀均为三位六通液控阀，两合流阀均为二位二通电磁阀。过载溢流压力均为 300 公斤 /厘米 2 。 二、同步操作 当两主泵分别供油时，整个液压系统可实现同步操作：回转与动臂、斗杆同步；铲斗分别与动臂、斗杆同步。 三、辅助元件 回路中均设有过载安全阀和单向补油阀。主油路进油路 上均设有单向阀保压和防倒流。液压油回油箱油路上设有冷油用的冷油器，以及防止油路堵塞的全流量滤清器。 河南科技大学毕业设计（论文） 第四 章 整机稳定性 单斗液压挖掘机的工作装置呈悬臂的特点，因此工作时其自重对底部履带边缘产生很大的倾覆力矩，这个力矩完全靠机身和转台后部另加的配重所产生的力矩来平衡，使挖掘机能在各种工况下稳定地工作。 4.1 初步确定配重 如图 4-1 所示工况进行计算。动臂上下铰点连线水平，斗杆垂直于地面，铲斗齿尖在地下 0.5 米以下，切向挖掘阻力垂直向下，用转斗挖掘，动臂和斗杆油缸的闭缩力足够大。此时履带端部 A 为倾翻边 缘。 图 4-1 全部作用力对 A 点取矩，即 0AM。 即：Gp l lglglglglglWG 44553322111 =2.3 （吨） 式中， 1W 切向挖掘阻力，已算， 9.36 公斤； 1g 、 2g 、 3g 、 4g 、 5g 分别为铲斗和土、斗杆、动臂、转台和底盘的重量（公斤），见表； pl 切向挖掘阻力至倾覆边的力臂（米）； 河南科技大学毕业设计（论文） 1l 、 2l 、 3l 、 4l 、 5l 分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘的重量至倾覆边的力臂（米）； Gl 配重的重量至倾覆边的力臂（米）。 结合前面的经验数据，取配重为 2.8 吨。 4.2 稳定性校核 校核时，还要考虑可能发生的不利因素，如坡度、风载荷和惯性力等的影响。风载荷在此取 25 公斤 /米 2 。挖掘机的稳定性以稳定系数 K 表示，它是挖掘机在工作或非工作状态时对于倾覆边缘的稳定力矩 1M 与倾覆力矩 2M的比值。 一作业稳定性 挖掘机在以下工况进行挖掘作 业时最可能造成整机失稳，故，进行稳定性校核。 1、 在斜坡上满斗最大幅度时 这时铲斗装满土幅度最大，挖掘机停在斜坡上且工作装置位于下坡方向。如图 4-2 所示。倾覆支点为左履带中点，工作装置和土重对履带支承边形成倾覆力矩，风载荷按最不利情况考虑，即风向使挖掘机有倾覆的趋势。机身、底盘、配重起稳定作用。取坡角为 11。 图 4-2 此时，倾覆力矩：WhWlglglgM 3322112=11550.628 （公斤 *米） 稳定力矩：6655441 lglglgM =17721.282 （公斤 *米） 河南科技大学毕业设计（论文） 则，稳定系数：21MMK =1.5341.0 2、在斜坡上满斗下降制动时的稳定性 挖掘机停在上装车时工作装置位于下坡方向，铲斗幅度最大，装车时调整卸土高度可能产生动臂下降后突然制动的动作，从而产生很大的向下作用的惯性力，这些惯性力对挖掘机底部的支乘边缘形成一个倾覆力矩。如图 4-3所示： 图 4-3 动臂下降制动时角减速度： 2 )( ii iirg gLgPhJM=0.698 （弧度 /秒 2 ） 式中， P 动臂油缸的最大作用力，已算， 30.664 公斤； h 动臂油缸作用力对动臂下铰点的力臂，为 0.5496 米； ig 工作装置各构件重量（公斤），见表； iL 各重量对动臂下铰点的力臂（米）； ir 各重量重心到动臂下铰点的距离（米）； g 重力加速度， 9.8 米 /秒 2 。 工作装置下降时各构件重心绕动臂下铰点转动，紧急制动时，这些构件产生瞬时最大惯性力： grgT iii代入数值，得铲斗、斗杆和动臂瞬时的最大惯性力矩分别为 0.6148 吨 *米、 0.1292 吨 *米和 0.1488 吨 *米。 河南科技大学毕业设计（论文） 再测得这些惯性力对地面倾覆边缘的力臂 il，则惯性力产生的倾覆力矩为 iilT。另外，工作装置也产生倾覆力矩 iilg。 故，总倾覆力矩： 2M = iilT+iilg=16176.011 （公斤 *米） 式中，il 为工作装置各构件重量至倾覆边缘的力矩（米）； 稳定力矩：6655441 lglglgM =17721.282 （公斤 *米） 则，稳定系数：21MMK =1.0961.0 3、挖掘机在斜坡上满斗回转紧急制动 时 如图 4-4 所示： 图 4-4 挖掘机在斜坡上工作，转台回转紧急制动时，整个工作装置及回转平台各部分重量将产生惯性力： grgF iii式中，ig 工作装置各构件重量（公斤），见表； ir 构件重心至回转中心的回转半径（米）； 转台的回转角减速度，在回转机构计算中已求出，为 0.42765弧度 /秒 2 ； g 重力加速度， 9.8 米 /秒 2 。 这些惯性力（除转台外）对倾覆边缘产生倾覆力矩iihF，风载荷 W 的倾覆力矩WWh。 则，总倾覆力矩： 2M =iihF+WWh=1045.177 （公斤 *米） 挖掘机各部分重量对倾覆边缘 A 形成稳定力矩，此外转台的惯性力矩亦起到稳定作用。 河南科技大学毕业设计（论文） 故，稳定力矩：446655441 hFlglglglgM ii =11749.503 （公斤 *米） 式中， 4g 、5g、6g 分别为转台、底盘和配重的重量（公斤）； 4l 、 5l 、 6l 分别为转台、底盘和配重对倾覆边缘的力臂（米）； il 各工作装置对倾覆边缘的力臂（米）； 4F 转台的惯性力（公斤）； 4h 转台的重心高度（米）。 则，稳定系数：21MMK =11.21.0 二、自身稳定性 挖掘机的机身重量和配重在作业状态起稳定作用，但在空载时却对底盘边缘形成向后翻的倾覆力矩，而此 时工作装置的重量起到了稳定作用。如图，挖掘机在空载时易失稳的不利位置是：挖掘机停在斜坡上动臂抬的最高位于上坡方向，幅度最小，风向正面吹。如图 4-5 所示： 图 4-5 此时，稳定力矩是：44553322111 lglglglglgM =10962.558 （公斤 *米） 倾覆力矩是：WWhlgM 662=3854.125 （公斤 *米） 式中， 1g 、 2g 、3g 分别为铲斗、斗杆和动臂重（公斤），见表； 4g 、 5g 分别为转台和底盘的重量（公斤），见表； 4l 、 5l 转台和底盘的重量对倾覆边缘的力臂（米）； il 工作装置各构件的重量对倾覆边缘的力臂（米）； W 风载荷（公斤）； 河南科技大学毕业设计（论文） Wh 风载荷作用高度（米）。 则，稳定系数：21MMK =2.8031.15 三、行走稳定性 1、爬坡时 如图 4-6 所示，反铲挖掘机爬坡时，动臂放低，斗杆和铲斗油缸伸出，迎面有风载荷，并考虑起动时的惯性力。取坡角为 27。如图所示： 图 4-6 爬坡时的起动惯性力：tg vGP =397.948 （公斤） 式中， G 挖掘机机重， 15 吨； v 挖 掘机行走速度， 2.6 公里 /小时； t 起动时间， 2.778 秒。 起动惯性力矩： PP hPM =313.981 （公斤 *米） 式中， Ph 整机的重心高（米），见表； 倾覆力矩：PW MWhlgM 662=2830.141 （公斤 *米） 式中，6g 配重的重量（公斤），见表； 6l 配重的重量对倾覆边缘的力臂（米）； W 风载 荷（公斤）； 河南科技大学毕业设计（论文） Wh 风载荷作用高度（米）。 （公斤） 稳定力矩：44553322111 lglglglglgM =16197.908 （公斤 *米） 式中， 1g 、 2g 、3g、 4g 、5g 分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘重（公斤），见表； 1l 、 2l 、 3l 、 4l 、 5l 分别为铲斗、斗杆、动臂、转台和底盘的重量至倾覆边的力臂（米）； 则，稳定系数：21MMK =5.7231.20 2、 下坡制动时 铲斗油缸全缩，斗杆垂直于地面，动臂抬起使斗齿离地面 0.5 米，下行时背后作用有风载荷，制动时有惯性力矩。如图 4-7 所示： 图 4-7 则，稳定力矩：4455661 lglglgM =20907.791 （公斤 *米） 倾覆力矩：Wi WhlglglgMM 3322112=4591.317 （公斤 *米） 则，稳定系数：21MMK =4.5541.20 河南科技大学毕业设计（论文） 第五 章 主要结构件的计算 主要结构件的计算主要是指 对斗杆和动臂在不利工况下进行载荷分析，以计算其材料与结构的强度。 5.1 斗杆 反铲挖掘机斗杆的强度主要由弯矩控制。取以 下两个工况位置进行强度校核。 一 、工况一 如图 5-1 所示： 1、动臂位于最低； 2、斗杆油缸作用力臂最大； 3、斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上； 4、侧齿遇障碍有横向作用力。 图 5-1 河南科技大学毕业设计（论文） 切向最大挖掘力 1W 取决斗杆油缸的闭锁力 gP，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：dgdbgllrGrGlPW2341=8.458 (吨 ) 式中，dg GG, 斗杆和铲斗的重量（吨）； dll,2 斗杆和铲斗长（米）； 3r 斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）； 4r 铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米） 取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力： 657 21 rrrrGlWP ddd =24.846 (吨 ) 式中， 2r 铲斗重力到铲 斗与斗杆铰点的距离（米）； 5r 连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）； 6r 连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）； 7r 摇杆的长度（米）。 法6r向阻力取决于动臂油缸的闭锁力 BP ，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： 636.5),(1 0112 rWGGGMrPrW dgbABB (吨 ) 式中，0r 切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）； 1r 法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）； Br 动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）； ),( dgbA GGGM 工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。 铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力kW取决于回转平台的制动力矩