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液压挖掘机反铲装置的结构设计与计算【4张图/20000字】【优秀机械毕业设计论文】

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液压 挖掘机 装置 结构设计 计算 优秀 优良 机械 毕业设计 论文
资源描述:

文档包括:
说明书一份,45页,20000字左右.
英文翻译一份.
开题报告一份.
任务书一份.

图纸共4张:
A0-铲斗总成.dwg
A0-动臂总成.dwg
A0-斗杆总成.dwg
A0-反铲装置总装图.dwg

1.毕业设计的背景:

液压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。
中国国土面积大,各项建设事业正处于蓬勃发展过程中,对挖掘机的需求量大。而我国的挖掘机生产起步较晚,与发达国家的发展水平有很大差异。
液压挖掘机的反铲装置作为挖掘机的重要组成部分,对其进行设计计算具有重要的现实意义,本课题的选定应运而生。
2.毕业设计(论文)的内容和要求:

(一)、设计内容:
1、液压挖掘机反铲装置方案的选择;
2、反铲装置原理、运动与动力学分析;
3、反铲装置的结构设计与计算;
4、反铲装置关键另部件的设计与计算。
5、说明书2.0万字
6、与课题相关的英文翻译(4000个词汇)
7、图纸3张(0#)
(二)、设计要求:
按照毕业设计大纲和相关设计手册进行选型、设计、计算,说明书要求不低于2万字,图纸量不少于3张0号图纸,与课题相关的英文翻译(4000个词汇)。
3.主要参考文献:
[1]同济大学.单斗液压挖掘机.机械工业出版社. 1988
[2]曹善华. 单斗挖掘机. 机械工业出版社. 1988
[3]天津工程机械研究所. 单斗液压挖掘机. 中国建筑出版社. 1977
[4]姬鹏. 液压挖掘机反铲装置的运动学仿真及动力学分析. 吉林大学硕士学位论文. 2005(4)
[5]荣洪均. 液压挖掘机反铲工作装置整机理论复合挖掘力的计算模型及其应用研究. 重庆大学
[6]康海洋. 液压挖掘机动臂结构动态分析. 长沙理工大学硕士学位论文. 2007(4)

调研、查资料;
液压挖掘机反铲装置的方案设计,反铲装置动臂机构运动、力学分析;
反铲装置斗杆、铲斗运动、力学分析,反铲装置铲斗及其连杆机构运动、力学分析;
机构绘图;
机构装配图;
反铲装置关键零件的受力分析与计算;
反铲装置关键零件的结构设计,机构关键零件的制图;
写说明书,整理说明书和图纸,准备答辩。

摘要
液压挖掘机是工程机械的一种主要类型,广泛应用在房屋建筑、筑路工程、水利建设、港口建设、国防工程等土石方施工和矿山采掘之中。单斗反铲液压挖掘机是挖掘机械中最重要的机种之一,主要应用于挖掘停机面以下的土壤。
单斗液压挖掘机的反铲装置是完成液压挖掘机各项功能的主要组成部分,其结构设计的合理性直接影响到液压挖掘机的工作的稳定性能和可靠性。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点和工作原理,对其各主要机构进行了运动学分析。并在此基础上,根据设计说明书的设计要求,结合各机构的工作特点和设计要求,在对各机构分析计算的同时,结合构件已知尺寸参数,算出各机构中构件的其它参数,为各构件的结构设计提供数据支撑。
挖掘力是衡量挖掘机挖掘能力的重要参数。挖掘力是由各液压缸中的油液压力提供的,是主动力。最大挖掘力的实现受诸多因素的制约,它是工作装置各铰点受力分析的基础。挖掘阻力不仅与铲斗的尺寸形状有关,还与挖掘对象有关,是两者的综合反映。

关键词 液压挖掘机;反铲装置;运动分析;参数设计;力学分析

Abstract
hydraulic excavator is a major construction machinery types, widely used in housing construction, road construction, water conservancy, port construction, national defense projects such as construction of earth and stone mining and mine . Single-Doo backhoe excavation machinery hydraulic excavator is one of the most important aircraft, mainly used in mining stands below the soil surface.
Hydraulic excavator backhoe device is the completion of the hydraulic excavator features a major part of its structure directly affect the rationality of the hydraulic excavator to the work of performance and reliability. Based on the hydraulic excavator backhoe device characteristics and the structure of principle, to all the major institutions of the kinematic analysis. On this basis, in accordance with the design specification design requirements, with the bodies of the characteristics and design requirements, in terms of the various agencies at the same time, combining elements ofknown size parameters, calculated in the component agencies of other parameters,for various components The shape of design data support.
Mining is a measure of the ability of excavators digging the important parameters.Mining is done by the hydraulic cylinder of the pressure on the oil, is initiative, thelargest excavation of the realization by many factors, it is also working device to hinge point Analysis of the foundation. Mining resistance not only reflect the size of bucket shape, but also with the excavation of the object, is a comprehensive reflection of the two.

Keywords hydraulic excavator backhoe device motion analysis design parameters mechanical 


目 录
1 绪论 1
1.1 挖掘机在国民经济建设中的作用 1
1.2 我国挖掘机的生产现状及发展趋势 1
1.3 国外挖掘机目前水平及发展动向 2
1.4 液压挖掘机的发展动方向 3
1.5 本课题研究的目的和意义 4
1.6 本课题研究的主要内容 4
2 液压挖掘机反铲装置机构的运动学分析 6
2.1 反铲装置的工作原理及工作特点 6
2.1.1 反铲装置的工作原理 6
2.1.2 反铲装置的工作特点 7
2.2 液压挖掘机反铲装置的方案选择 10
2.3 挖掘机反铲装置各机构的运动分析 10
2.3.1 反铲装置几何参数 10
2.3.2 动臂机构的运动分析 13
2.3.3 斗杆机构的运动分析 15
2.3.4 铲斗机构的运动分析 15
2.3.5 整机作业范围的确定 16
3 液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定 19
3.1 液压挖掘机的基本参数 19
3.2 铲斗各参数的确定 19
3.2.1 铲斗结构形状的设计及基本要求 20
3.2.2 铲斗主要参数的确定 20
3.3 各机构尺寸的确定 21
3.3.1 动臂机构参数的确定 21
3.3.2 斗杆机构参数的确定 22
3.3.3 铲斗机构参数的确定 24
4 液压挖掘机反铲装置的力学分析及整机复合挖掘力的计算 26
4.1 挖掘阻力分析 26
4.1.1 转斗挖掘阻力计算 26
4.1.2 斗杆挖掘阻力计算 26
4.2 挖掘力的分析 28
4.2.1工作液压缸的理论挖掘力 28
4.2.2整机的理论挖掘力 28
4.2.3整机的实际挖掘力 29
4.3 整机理论复合挖掘力的计算 29
4.3.1复合挖掘力的定义 29
4.3.2整机理论复合挖掘力的计算 29
4.4 复合挖掘工况下工作装置各铰点的受力分析 39
4.4.1 复合挖掘方式一工作装置各铰点的受力分析 39
4.4.2 复合挖掘方式二工作装置各铰点的受力分析 42
结论 43
致谢 44
参考文献 45
附录 46
英语原文 46


液压挖掘机反铲装置的结构设计-铲斗总成

液压挖掘机反铲装置的结构设计-动臂总成

液压挖掘机反铲装置的结构设计-斗杆总成

液压挖掘机反铲装置的结构设计-反铲装置总装图

内容简介:
徐州 工程学院 毕业设计 (论文) 任务书 机电工程 学院 机械设计制造及自动化 专业 设计 (论文) 题目 液压挖掘机反铲装置的设计与计算 学 生 姓 名 徐安祥 班 级 04 机本( 4) 起 止 日 期 2008 年 2 月 25 日 2008 年 6 月 2 日 指 导 教 师 杨根喜 教研室主任 李志 发任务书日期 2008 年 02 月 25 日 景 : 液压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。 中国国土面积大,各项建设事业正处于蓬勃发展过程中,对挖掘机的需求量大。而我国的挖掘机生产起步较晚, 与发达国家的发展水平有很大差异。 液压挖掘机的反铲装置作为挖掘机的重要组成部分,对其进行设计计算具有重要的现实意义,本课题的选定应运而生。 论文 )的内容和要求: (一)、设计内容: 1、液压挖掘机反铲装置方案的选择; 2、反铲装置原理、运动与动力学分析; 3、反铲装置的结构设计与计算; 4、反铲装置关键另部件的设计与计算。 5、说明书 字 6、与课题相关的英文翻译( 4000 个词汇) 7、图纸 3 张( 0) (二)、设计要求: 按照毕业设计大纲和相关设计手册进行选型、设计、计算,说明书要求不低于 2 万字,图纸量不少于 3 张 0 号图纸, 与课题相关的英文翻译( 4000 个词汇)。 1 同济大学 机械工业出版社 . 1988 2 曹善华 . 单斗挖掘机 . 机械工业出版社 . 1988 3 天津工程机械研究所 . 单斗液压挖掘机 . 中国建筑出版社 . 1977 4 姬鹏 . 液压挖掘机反铲装置的运动学仿真及动力学分析 . 吉林大学硕士学位论文 . 2005( 4) 5 荣洪均 . 液压挖掘机反铲工作装置整机理论 复合挖掘力的计算模型及其应用研究 . 重庆大学 6康海洋 . 液压挖掘机动臂结构动态分析 . 长沙理工大学硕士学位论文 . 2007( 4) 论文 )进度计划 (以周为单位 ): 周次 工 作 内 容 备 注 1 3 5 7 9 11 13 15 调研、查资料 ; 液压挖掘机反铲装置的方案设计 , 反铲装置动臂机构运动、力学分析 ; 反铲装置斗杆、铲斗运动、力学分析 , 反铲装置铲斗及其连杆机构运动、力学分析 ; 机 构绘图 ; 机构装配图 ; 反铲装置关键零件的受力分析与计算 ; 反铲装置关键零件的结构设计 , 机构关键零件的制图; 写说明书 ,整理说明书和图纸,准备 答辩 。 教研室审查意见: 室主任 年 月 日 学院 审查意见: 教学院长 年 月 日 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 3 液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定 压挖掘机的基本参数 液压挖掘机基本参数是标示和衡量挖掘机性能的重要指标,主要包括: 整机质量: 指整机处于工作状态下的质量。 标准斗容量: 指挖掘级或密度为 1800 公斤 /米 3 的土壤时,代表该挖掘机登记的一种铲斗堆积容量。 发动机功率:指发动机的额定功率。 液压系统形式:主要指液压挖掘机选用的工作油泵形式,分定量、变量两种。 液压系统压力:指主油路安全阀的溢流压力。 爬坡能力:挖掘机以最大油门进行爬坡,直至发动机最大功率输出或挖掘机出现滑移为止,折算出最大的 爬坡角度或百分比。 接地比压:指挖掘机重量与履带接地面积之比,或轮式挖掘机的轮与接地面积之比。 作业循环时间:指挖掘机按一定的回转角度完成整个工作循环所需的时间。 最大挖掘高度:指工作装置处于最大举升高度时,铲斗齿尖到停机地面的距离。 最大挖掘半径:在挖掘机纵向中心平面上铲斗齿尖离机器回转中心的最大距离。 停机面最大挖掘半径:指在停机面上,从回转中心到铲斗斗齿尖端的最远距离。 停机面最小挖掘半径:指在停机面上,从回转中心到工作装置铲斗斗齿尖端的最近距离。 最大卸载高度时的半径:指当动臂斗杆处于最高位置时,从 回转中心到工作装置铲斗斗齿尖所通过的轨迹最低点的水平距离。 最大挖掘高度时的半径:指当工作装置处于最大挖掘高度时,回转中心到斗齿尖的水平距离。 最大挖掘半径时的高度:指斗杆油缸全收处于最大挖掘半径时,铲斗斗尖到停机面的距离。 最大挖掘深度:指动臂处在最低位置,且斗齿尖,铲斗与斗杆铰点,斗杆与动臂铰点三点在同一条垂直停机面的直线上,斗齿尖与停机面的最大距离。 最大挖掘深度时的半径:指处于最大挖掘深度状态时,铲斗斗尖到回转中心线的水平距离。 最大卸载高度:指动臂、斗杆处于最大举升高度,翻转卸土,斗齿尖处在最低位 置时,斗齿尖到停机面的距离。 最大挖掘力:按照液压系统工作压力工作的铲斗油缸(或斗杆油缸)所能发挥的最大斗齿切向挖掘力,对于反铲工作装置,有铲斗最大挖掘力和斗杆最大挖掘力之分。 斗各参数的确定 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 2 斗 结构形状的设计及基本要求 ( 1) 、有利于物料的自由流动。因此,铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合各种物料的运动规律。 ( 2) 、要使物料易于卸净,缩短卸载时间,并提高铲斗有效容积。 ( 3) 、为使装进铲斗的物料不易掉出,斗宽与物料直径之比应不大于 4 : 1. ( 4) 、装设斗 齿有利于增大铲斗与物料刚接触时的挖掘比压,以便切人或破碎阻力较大的物料。挖硬土或碎石时还能把石块从土壤中耙出。对斗齿的材料、形状、安装结构及其尺寸参数的基本要求是挖掘阻力小,耐磨,易于更换。 斗主要参数的确定 当铲斗容量 削转角 2 ,切削半径具有尺寸b 的铲斗转过 2 角度所切下的土壤刚好装满铲斗,于是斗容量可按下式计算: 21 2 s i n 22 b K式 ( 式中: 铲斗充满系数 ; 土壤松散系数。 铲斗挖掘 31m 体积土壤所消耗的能量称为切削能容量。反铲铲斗的主要参数,即平均铲斗宽度 b,切削转角 2 和切削半径用下式表示: 21232000 s i n c o s 1 . 5 s i n 2 2 c o 0 02 s i n 2 2 s i n 2k R 式 (中: E 铲斗切削能容量, 3 ; 1k 考虑切削过程中其他影响因素的系数; 2k 具有应力因次的系数,在铲斗容量 q=1 3m 时,取2k= 3k 具有容积质量因次的系数,在铲斗容量 q=1 3m 时,取3k= 显然,在设计铲斗时,在满足铲斗容量 使铲斗切削能容量 上式可以看出,减小 角,增大铲斗宽度 b 和切削半径,但受铲斗结构的限制,一般取: 31 . 0 1 . 4 式 (式中: q 铲斗容量, 3m ; b 铲斗平均宽度, m。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 3 考虑到铲斗切削入土和出土的余量,一般取 2 140 。同时考虑到转斗速度一定时,转斗角度太大会增加挖掘阻力,降低生产力,因此一般取 2 9 0 1 1 0 。在确定铲斗宽度 后,即可导出切削半径: 22 s i n 2sD 式 (式中: b 铲斗宽度, m; 铲斗转角的一半, ; 土壤松散系数; 铲斗充满系数,这里取 /1 当铲斗宽度 在上述推荐范围内时,此时 31 . 3 1 . 6 式 (机构尺寸的确定 臂机构参 数的确定 据统计,最大挖掘半径1 3l l l的值很接近。因此要求1知的3: 由 : 1 m a x 1 2 3R l l l 式 (得: 1 m a x 3211式 ( 其中: 1 1 2 l K l 可解得: 1l、 2中已知1、1l、3 14123 3 11 2 c o 式 ( 42 3 41l K l 式 (2 2 24 2 1 4 1394 2 1c o s 2l l C a r c 式 (最大卸载高度的表达式为: 3 m a x 5 1 1 1 1 m a x 1 1 2 2 8 1 1 2 31 m a xs i n s i n s i n 3 2 m a xA l l l 式 (最大挖掘深度绝对值的表达式为: 1 m a x 3 2 1 1 1 1 m i n 2 5 1 1s i n s i n AH l l l l Y 式 (将上两式相加,消去5l, 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 4 并令:11 2A , 8 3 2 m a 得: 1 m a x 2 m a x 1 1 m a x 1 m i n 2 1 m a xs i n s i n s i n 0H H l A A l B 式 (又特性参数 1 m a m 式 (: 1 m a x1 m i i ns i n K 式 (21 m a x1 m i i nc o s 1K 式 (上式代入 1 m a x 2 m a x 1 1 m a x 1 m i n 2 1 m a xs i n s i n s i n 1 0H H l A A l B 式 (联立上式可解得: 1 1 m a m i ns i ns i 然后,解下面的联立方程,求 和 2 2 2 227 5 1 m i n1 m i r c c o s a r c c o l l 式 (2 2 2 227 5 1 m a x1 m i r c c o s a r c c o l l 于是: 51 m 1 m 臂机构的全部参数初步选定。 杆机构参数的确定 确定斗杆液压缸的铰点位置、行程及力臂比时应当考虑以下因素: ( 1)、保证斗杆液压缸产生足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在 全行程中产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力,液压缸全伸时的作用力矩应足以支撑满载斗和斗杆静止不动;液压缸作用力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘阻力。 ( 2)、保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘为主的中小型反铲,选择徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 5 斗杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力,要求在主要挖掘区内转到液压缸的挖掘力能得到充分地发挥。 ( 3)、保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围大致在 105 125之间。在 满足工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能取得小些,对以斗杆挖掘为主的中型机更应注意到这 点。一般说斗杆愈长,其摆角范围也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时伸出最长时,铲斗前壁与动臂之间的距离应大于 10 斗杆机构的参数选择可按下述步骤进行 : 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,按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂9a (P 式 (杆液压缸初始力臂20余弦函数,设20 2则: 2 m a 2 m a x2 m a x 9c o s 22式 (见,9大,20均挖掘阻力也就越小。 取20 2求得: 2 m a m i s i n 21 式 (2 2 m a x2 m i n 9 2 m i n 98 2 c o s 2L l L 式 (斗杆上 取决于结构因素,考虑到工作范围,一般在 130 170之间。动臂上图 3斗机构参数选择要求 V 论文 ) 6 也是结构尺寸,根据结构因素预先估计。 斗机构参数的 确定 反铲铲斗机构是四连杆机构。作机构参数选择时3l 2 4 2 3l l、2l 10 等往往都预先选定,待选参数还有 8个 (图 2 15), 即10l=15l=2l= 13l=9l=1l=及3些参数必须满足以下要求: 铲斗的转角范围 10 2529211510241312322292杆机构参数计算简图 图 3斗机构参数计算简图 如前所述,铲斗在挖掘过程中的转角大致为 90 110,为了满足开挖和最后卸裁及运输状态的要求,铲斗的总转角往往要达到 150 180。如图 3 4 所示,设3 3斗齿尖为0V。,则0Q 延长线上,或在其上侧 0 30处 (此时01仰角 ),在个别情况下,例如为了适应挖掘深度及垂直侧壁的作业要求,不使斗底先于斗齿接触土壤,常采用大仰角机构,这时仰角01能达到 25 45。 总转角必须选择恰当,不宜过大,一般在 150 180之间。设计时还要避免当转斗液压缸全伸时斗齿尖碰撞斗杆下缘的现象。 铲斗 机构的载荷分析 转斗挖掘过程为大曲率 切削,挖掘过程因切削土壤厚度的变化较大所以阻力的变化也很大,这点在本节中已作了详细的论述,然而在挖掘机实际作业过程中转斗挖掘土壤的纵断面形式是多种多样的,其阻力变化的情况也各不相同,故挖掘过程中转斗机构的实际裁荷是随机的。从挖掘工艺来分析,挖掘土壤的纵断面形状基本上可归纳为以下几种(图中箭头所示的方向为铲斗挖掘行进方向)。对图中 a 断面,其阻力的变化应与其切削厚度变化所示的相适应,并可以近似地以曲线 a 的形状示于图 3 5 中;而图 b 断面挖掘阻力的变化则由于自转斗起始点到转角的切削厚度增大,阻力也相应地有所提高 ;图 c 断面阻力在转角 2段有所增高;图 d 的断面近似于扇形,切削厚度变化较小,因而阻力亦接近相等,大致接近于平均挖掘阻力,其阻力的变化如图 3 5d 所示。至于 可近似地取为相当于平均切削厚度,因而其阻力曲线就可用图 3 5 曲线 b 和 c 分别表示。这样,取几种断面挖掘阻力曲线的徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 7 包络线作为转斗在 2范围内 (即挖掘区段内 )的载荷曲线就大致能适应各种断面的挖掘,满足各种断面挖掘阻力变化的要求。 在非挖掘区段,铲斗机构除应满足充斗的要求外,当达到最大转角时还应当满足支撑铲 斗自重及斗中土重并计及动载影响的力矩要求。根据这些要求可以画出转斗机构在整个转角范围内的计算载荷曲线 。 3掘土壤的纵断面形状 图 3装斗机构载荷曲线图 转斗机构最大理论挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应,常布置在。当铲斗以的仰角开始挖掘时,最大挖掘力则大致出现在 20 35处。因此铲斗液压证的作用力臂3 323 1 m a 式 ( 式中: 1 最大挖掘阻力; 1r、2r、3r 铲斗处于置时连杆机构的力臂值。起始点及转角 2的挖掘力按载荷曲线应与平均挖掘阻力相适应。 铲斗的几何可容性与结构布置要求 ( 1)、必须保证铲斗杆机构在3保证 、及四边形 任何瞬时皆成立; ( 2)、液压缸全仲和全缩长度之比应当在允许的范围内,对铲斗机 构可取3 m a m i 4 5 1 . 6 5 ; ( 3)、3 传动角应当在允许的范围内; ( 4)、在任何瞬间各构件之间都不应有干涉、碰撞现象。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 8 4 液压挖掘机反铲装置的力学分析及 整机复合挖掘力的计算 掘阻力分析 液压挖掘机反铲装置工作时既可用铲斗液压缸挖掘 (简称转斗挖掘 ),也可用斗杆液压缸挖掘 (简称斗杆挖掘 ),或作复合动作挖掘。一般认为斗容量小于 在土质松软时以转斗挖掘为主,反之则以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。 斗挖掘阻力计算 转斗挖掘时,土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化。 切削阻力与切削深度基本上成正比。但总的说前半过程切削阻力较后半过程高,因前半过程的切削角不利,产生了较大的切削阻力,对斗形切削刃所作的大曲率切削有同样结果,其切削阻力的切向分力可以用下列公式表达: m a x1 m a xc o s1 c o s W C R B A Z X 式中 : C 表示土壤硬度的系数, 对 土宜取 C 5080, 对 土宜取 C=90150,对 =160320; R 铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离,即转斗切削半径, R3l,单位为 挖掘过程中铲斗总转角的一半; 铲斗瞬时转角; B 切削刃宽度影响系数, 1 ,其中 A 切削角变化影响系数 ,取 A 1 3; Z 带有斗齿的系数 ,Z 斗齿时, Z 1); X 斗侧壁厚度影响系数, X 1+中 s 为侧壁厚度,单位为 步设计时可取 X D 切削刃挤压土壤的力,根据斗容量大小在 D=1000017000斗容量 3q, 0000N。 转斗挖掘装土阻力的切向分力为 : 1 c o 式( 式中 : q 密实状态下土壤容重,单位为 N 3m ; 挖掘起点和终点间连线 土壤与钢的摩擦系数 。 计算表明: 1忽略不计。当, 0 时出现转斗挖掘最大切向分力1值为: 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 9 1 . 3 51 m a x1 c o s W C R B A Z X D 徐州 工程学院 毕业设计 (论文) 开题报告 课 题 名 称: 液压挖掘机反铲装置的结构 设计与计算 学 生 姓 名: 徐安祥 学号: 20040601442 指 导 教 师: 杨根喜 职称: 高级工程师 所 在 学 院 : 机电工程学院 专 业 名 称: 机械设计制造及其自动化 徐州 工程学院 2008 年 3 月 4 日 说 明 1根据 徐州 工程学院 毕业设计 (论文 )管理规定 ,学生必 须撰写 毕业设计(论文)开题报告 ,由指导教师签署意见、教研室审查, 学 院 教学 院长 批准后实施。 2 开题报告是毕业设计(论文)答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一。学生应当在毕业设计(论文)工作前期内完成,开题报告不合格者不得参加答辩。 3毕业设计开题报告各项内容要实事求是,逐条认真填写。其中的文字表达要明确、严谨,语言通顺,外来语要同时用原文和中文表达。第一次出现缩写词,须注出全称。 4本报告中,由学生本人撰写的对课题和研究工作的分析及描述,没有经过整理归纳,缺乏个人见解仅仅从网上下载材料拼凑而成的开题报告按不合格论。 5. 课题类型填:工程设计类;理论研究类;应用(实验)研究类;软件设计类;其它。 6、课题来源填:教师科研;社会生产实践;教学;其它 课题 名称 液压挖掘机反铲装置的设计计算 课 题 来源 社会生产实践 课题类型 工程设计类 选题的背 景及 意义 液压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。 中国国土 面积大,各项建设事业正处于蓬勃发展过程中,对挖掘机的需求量大。 而 我国的挖掘机生产起步较晚 , 与发达国家的发展水平有很大差异。 液压挖掘机的反铲装置作为挖掘机的重要组成部分,对其进行设计计算具有重要的现实意义,本课题的选定应运而生。 研究 内容拟解决的主要问题 (1)、根据液压挖掘机的工作条件及设计参数要求,参考挖掘机的设计资料及国内外各液压挖掘机生产厂家的产品,选定液压挖掘机反铲装置的设计方案。 (2)、在了解液压挖掘机反铲装置工作原理和方案选择的基础上,用几何法分别对 液压挖掘机的三大机构 动臂机构、斗杆机构和铲斗机构做动力学分析。 (3)、在定性分析的基础上,用解析法对反铲装置各机构的尺寸作了定量计算,为作图提供尺寸依据,也为进一步用计算机编程及计算机辅助设计提供了数学模型。 ( 4)、对反铲装置的挖掘力及挖掘阻力进行了分析计算,并着重分析计算了挖掘机复合挖掘时最大挖掘力实现的各种限制条件。 ( 5)、对各机构的的杆件及铰点进行了受力分析。 研究方法技术路线 本课题着重于 对 单斗液压挖掘机反铲装置三大机构的运动分析、挖掘阻力和挖掘力的分析计算 、和机构参数尺寸的确定,还对构件铰接点处进行了简单的分析计算,为液压挖掘机的深入研究打下了基本的理论基础。 本课题主要采用以下研究方法 及技术路线 : 1、 认识 研究对象。这包括:了解液压挖掘机的过去、现在及将来,从历史角度对其发展有一定的认识; 了解压挖掘机主要有那些著名的生产厂家及其所生产的产品型号,与自己所选课题进行分析比较,在感性上对其有一大概的认识。 2、 查阅优秀本科、研究生相关课题论文, 汲取成功论文写作的研究方法与所采用的技术路线,进行消化吸收。 3、 要明确研究内容及设计要求。首先弄清挖掘机反铲装置的结构组成及工作原理,并对其作运动学分析,对反铲装置各机构的运动特性定性、定量分析计算。 4、 在运动学分析基础上,认识到了挖掘机反铲装置的工作特性,我们就可以根据设计说明书上的已知条件及反铲工作装置的设计要求对反铲装置的各机构进行参数进行参数计算。 5、 挖掘阻力及挖掘力的分析计算 是研究液压挖掘机反铲装置的另一基础理论,本文对其作了详细的分析,并在此基础上对反铲装置进行了简单的静力学分析。 6、 进行绘图,把上述的研究成果表达在图纸上,并编写论文说明书。 研究的总体安排和进度计划 本 论文 计划 共 用 16 周的时间来完成。分为 以下 几 个 阶段: 1、 中英文翻译。(一周) 2、 课题工作计划的制定 和资料的搜集 。 包括各阶段所用时间、工作进度、最初的说明书 ,和与该课题相关的资料的收集 。( 两 周 ) 3、 液压挖掘机反铲装置的 方案确定。(一周) 4、 反铲装置各机构的运动学分析 。( 两 周) 5、反铲装置各机构参数的确定。 (两周) 6、挖掘力及挖掘阻力的分析计算。 (两周) 7、反铲装置各构件的铰点力分析。 (一周) 8、绘零件图、装配图 。(一周) 9、 对图中出现的错误进行修改。 (一周) 10、 编写设计说明书。(两周) 11、 准备答辩。(一周) 主要参考 文献 参考文献 1 同济大学 机械工业出版社 . 1988 2 曹善华 . 单斗挖掘机 . 机械工业出版社 . 1988 3 天津工程机械研究所 . 单斗液压挖掘机 . 中国建筑出版社 . 1977 4姬鹏 液压挖掘机反铲装置的运动学仿真及动力学分析 吉林大学硕士学位论文 2005( 4) 5 荣洪均 液压挖掘机反铲工作装置整机理论复合挖掘力的计算模型及其应用研究 重庆大学硕士学位论文 2007( 5) 6康海洋 液压挖掘机动臂结构动态分析 长沙理工大学硕士学位论文 2007( 4) 7何挺继 筑路机械手册 人民交通办社 1998 8张世英 筑路机械工程 机械工业出版社 1998 9肖燕生 工程机械使用手册 中国水利水电出版社 1998 指导教师 意 见 指导教师签名: 年 月 日 教研室意见 学院 意见 教研室 主任签名: 年 月 日 教学 院 长 签名: 年 月 日 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) I 摘要 液压挖掘机是工程机械的一种主要类型,广泛应用在房屋建筑、筑路工程、水利建设、港口建设、国防工程等土石方施工和矿山采掘之中。单斗反铲液压挖掘机是挖掘机械中最重要的机种之一,主要应用于挖掘停机面以下的土壤。 单斗 液压挖掘机 的 反铲装置是完成液压挖掘机各项功能的主要 组成 部分,其结构 设计的合理性直接影响到液压挖掘机的工作 的稳定性 能和可靠性。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点和工作原理,对其各主要机构进行了运动学分析。 并 在此基础上,根据设计说明书的设计要求,结合各机构的工作特点和设计要求,在对各机构分析计算的同 时,结合构件已知尺寸参数,算出各机构中构件的其 它 参数,为各构件的 结构 设计提供数据支撑。 挖掘力是衡量挖掘机挖掘能力的重要参数。挖掘力是由各液压缸中的油液压力提供的,是主动力 。最大挖掘力的实现受诸多因素的制约,它是工作装置各铰点受力分析的基础。 挖掘阻力不仅 与 铲斗的尺寸形状有关,还与挖掘对象有关,是两者的综合反映。 关键词 液压挖掘机;反铲装置;运动分析;参数设计;力学分析 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) is a in as of is of in is of a of of to of on of to of On in of in of at in of he of is a of of is by of on is of by it is to of of of is a of 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 目 录 1 绪论 . 错误 !未定义书签。 掘机在国民经济建设中的作用 . 错误 !未定义书签。 国挖掘机的生产现状及发展趋势 . 错误 !未定义书签。 外挖掘机目前水平及发展动向 . 错误 !未定义书签。 压挖掘机的发展动方向 . 错误 !未定义书签。 课题研究的目的和意义 . 错误 !未定义书签。 课题研究的主要内容 . 错误 !未定义书签。 2 液压挖掘机反铲装置机构的运动学分析 . 错误 !未定义书签。 铲装置的工作原理及工作特点 . 错误 !未定义书签。 铲装置的工作原理 . 错误 !未定义书签。 铲装置的工作特点 . 错误 !未定义书签。 压挖掘机反铲装置的方案选择 . 错误 !未定义书签。 掘机反铲装置各机构的运动分析 . 错误 !未定义书签。 铲装置几何参数 . 错误 !未定义书签。 臂机构的运动分析 . 错误 !未定义书签。 杆机构的运动分析 . 错误 !未定义书签。 斗机构的运动分析 . 错误 !未定义书签。 机作业范围的确定 . 错误 !未定义书签。 3 液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定 . 错误 !未定义书签。 压挖掘机的基本参数 . 错误 !未定义书签。 斗各参数的确定 . 错误 !未定义书签。 斗结构形状的设计及基本要求 . 错误 !未定义书签。 斗主要参数的确定 . 错误 !未定义书签。 机构尺寸的确定 . 错误 !未定义书签。 臂机构参数的确定 . 错误 !未定义书签。 杆机构参数的确定 . 错误 !未定义书签。 斗机构参数的确定 . 错误 !未定义书签。 4 液压挖掘机反铲装置的力学分析及 整机复合挖掘力的计算 . 错误 !未定义书签。 掘阻力分析 . 错误 !未定义书签。 斗挖掘阻力计算 . 错误 !未定义书签。 杆挖掘阻力计算 . 错误 !未定义书签。 掘力的分析 . 错误 !未定义书签。 作液压缸的理论挖掘力 . 错误 !未定义书签。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 2 机的理论挖掘力 . 错误 !未定义书签。 机的实际挖掘力 . 错误 !未定义书签。 机理论复合挖掘力的计算 . 错误 !未定义书签。 合挖掘力的定义 . 错误 !未定义书签。 机理论复合挖掘力的计算 . 错误 !未定义书签。 合挖掘工况下工作装置各铰点的受力分析 . 错误 !未定义书签。 合挖掘方式一工作装置各铰点的受力分析 . 错误 !未定义书签。 合挖掘方式二工作装置各铰点的受力分析 . 错误 !未定义书签。 结论 . 错误 !未定义书签。 致谢 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 附录 . 错误 !未定义书签。 英语原文 . 错误 !未定义书签。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 附录 英语原文 , to 601 P 32849 001; 002 n a a of to is by of to it be in to of 1. . . . he of of to on s In on as of or is up 0,000 Pa or In is is it is be up to to a of of 0,000 if be if be in of be by be a to or be of be be in be to of be or 州工程学院毕业设计 (论文 ) 2 be by or of by of an of a to we of in a as a we to of is we is As is at a at of is as by In is by It is by is to ft/s (1.2 m/s) in to 0 ft/s (6.1 m/s) in to a 0 an to 0 ft/s. q. (3 : D a . an to .1 m/s. q. 3we 232 0 0 0 3 2 2.0 be we F be to to in of 州工程学院毕业设计 (论文 ) 3 be by be by 4-1(a), we P ) to of a a L). 0 , i, t. to s a is to of -1(b) F on of To of a . of ) on of as be in we is of a A of a of i , as -1(b). in by is a F) is a on it we = = As be q. (4 as as In as as of on he is to ) S ) of of a at an is on 4-1(a). to if of P) R q. (4he is is as by an of 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 4 A of of by of of on 8 000 S = 6 000 500 S = 4 500 or a of 0 is he a is as 1. on 2. a an to or on 3. t) of 4. on P), S) of 5. (44 6. If is is If a a be An is a to or (4 (4 (4 4as m) m) of P = S = of t = m) = 州工程学院毕业设计 (论文 ) 5 A a a It is 010 a a. he a of ? of . p s i 00, at p s i 123089860 44i / t is 0. is in t 10), is of as in q. (4 q. (4be to if a is a be q. (4 As be q. (4in a of a of q. (4 be by of in q. (4 -3 is a = = 10. -3 a 230 Pa as a of . q. (4of s 110 Pa q. (4is 230 Pa -3 q. (4 by as 40, 80, 60, To is is 4-2 in of -3 of 0, 80, 60 As a as 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 6 as to As 4by an as of in a is be to of by to In is be of of to as 4of in a as in up 11in to as 4As to is of as it be of is to be A to 1up 3 1 -7 of in of in 010 is is to a 5,000 If is be 130 a 5,000 州工程学院毕业设计 (论文 ) 7 is by by of as 4of as by be or 70 is be 4-8(a) b) by of a as is A to 50 is It is in an on be as 4-8(c). is as 1. to be on 2. be a t be or if is to be 0or be 4-8(d), (e), (f). in of -9 a up to of of be be In is of by no to is no of a of is in of a no is to is no in 4we 50 of 4(a) (b) (c) d) 45 as it is to as as it 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 8 a 0 an 000 0 ft/s, 010 a 5,000 on 0 ft/s is as . 4on 0,870ets it p s i 5 9 8 00,ps i 74885980 is so s p s i 103088220s i is 030 Pa is 000 Pa 10. in it is it be to it is to it be on is it be to of it is in is it is to to In be on as is 4In a is to it to at of as 4In t图书分类号:密 级:毕业设计(论文)液压挖掘机反铲装置的设计与计算 The Design and Compute for BackhoeEquipment of the Hydraulic Excavator学生姓名徐安祥学院名称机电工程学院专业名称机械设计制造及其自动化指导教师2008年6月2日 徐州工程学院毕业设计(论文)徐州工程学院学位论文原创性声明本人郑重声明: 所呈交的学位论文,是本人在导师的指导下,独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外,本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名: 日期: 年 月 日徐州工程学院学位论文版权协议书本人完全了解徐州工程学院关于收集、保存、使用学位论文的规定,即:本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归徐州工程学院所拥有。徐州工程学院有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝,允许论文被查阅和借阅。徐州工程学院可以公布学位论文的全部或部分内容,可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索,可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名: 导师签名: 日期: 年 月 日 日期: 年 月 日摘要液压挖掘机是工程机械的一种主要类型,广泛应用在房屋建筑、筑路工程、水利建设、港口建设、国防工程等土石方施工和矿山采掘之中。单斗反铲液压挖掘机是挖掘机械中最重要的机种之一,主要应用于挖掘停机面以下的土壤。单斗液压挖掘机的反铲装置是完成液压挖掘机各项功能的主要组成部分,其结构设计的合理性直接影响到液压挖掘机的工作的稳定性能和可靠性。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点和工作原理,对其各主要机构进行了运动学分析。并在此基础上,根据设计说明书的设计要求,结合各机构的工作特点和设计要求,在对各机构分析计算的同时,结合构件已知尺寸参数,算出各机构中构件的其它参数,为各构件的结构设计提供数据支撑。挖掘力是衡量挖掘机挖掘能力的重要参数。挖掘力是由各液压缸中的油液压力提供的,是主动力。最大挖掘力的实现受诸多因素的制约,它是工作装置各铰点受力分析的基础。挖掘阻力不仅与铲斗的尺寸形状有关,还与挖掘对象有关,是两者的综合反映。关键词 液压挖掘机;反铲装置;运动分析;参数设计;力学分析Abstract hydraulic excavator is a major construction machinery types, widely used in housing construction, road construction, water conservancy, port construction, national defense projects such as construction of earth and stone mining and mine . Single-Doo backhoe excavation machinery hydraulic excavator is one of the most important aircraft, mainly used in mining stands below the soil surface.Hydraulic excavator backhoe device is the completion of the hydraulic excavator features a major part of its structure directly affect the rationality of the hydraulic excavator to the work of performance and reliability. Based on the hydraulic excavator backhoe device characteristics and the structure of principle, to all the major institutions of the kinematic analysis. On this basis, in accordance with the design specification design requirements, with the bodies of the characteristics and design requirements, in terms of the various agencies at the same time, combining elements ofknown size parameters, calculated in the component agencies of other parameters,for various components The shape of design data support.Mining is a measure of the ability of excavators digging the important parameters.Mining is done by the hydraulic cylinder of the pressure on the oil, is initiative, thelargest excavation of the realization by many factors, it is also working device to hinge point Analysis of the foundation. Mining resistance not only reflect the size of bucket shape, but also with the excavation of the object, is a comprehensive reflection of the two. Keywords hydraulic excavator backhoe device motion analysis design parameters mechanical III徐州工程学院毕业设计(论文)目 录1 绪论11.1 挖掘机在国民经济建设中的作用11.2 我国挖掘机的生产现状及发展趋势11.3 国外挖掘机目前水平及发展动向21.4 液压挖掘机的发展动方向31.5 本课题研究的目的和意义41.6 本课题研究的主要内容42 液压挖掘机反铲装置机构的运动学分析62.1 反铲装置的工作原理及工作特点62.1.1 反铲装置的工作原理62.1.2 反铲装置的工作特点72.2 液压挖掘机反铲装置的方案选择102.3 挖掘机反铲装置各机构的运动分析102.3.1 反铲装置几何参数102.3.2 动臂机构的运动分析132.3.3 斗杆机构的运动分析152.3.4 铲斗机构的运动分析152.3.5 整机作业范围的确定163 液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定193.1 液压挖掘机的基本参数193.2 铲斗各参数的确定193.2.1 铲斗结构形状的设计及基本要求203.2.2 铲斗主要参数的确定203.3 各机构尺寸的确定213.3.1 动臂机构参数的确定213.3.2 斗杆机构参数的确定223.3.3 铲斗机构参数的确定244 液压挖掘机反铲装置的力学分析及整机复合挖掘力的计算264.1 挖掘阻力分析264.1.1 转斗挖掘阻力计算264.1.2 斗杆挖掘阻力计算264.2 挖掘力的分析284.2.1工作液压缸的理论挖掘力284.2.2整机的理论挖掘力284.2.3整机的实际挖掘力294.3 整机理论复合挖掘力的计算294.3.1复合挖掘力的定义294.3.2整机理论复合挖掘力的计算294.4 复合挖掘工况下工作装置各铰点的受力分析394.4.1 复合挖掘方式一工作装置各铰点的受力分析394.4.2 复合挖掘方式二工作装置各铰点的受力分析42结论43致谢44参考文献45附录46英语原文46721 绪论1.1 挖掘机在国民经济建设中的作用液压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,液压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。挖掘机是工程机械的一种主要类型,是土方石开挖的主要机械设备,包括有各种类型与功能的挖掘机。各种类型的挖掘机以广泛应用在工业与民用建筑、交通运输、水利电力工程,农田改造、矿山挖掘以及现代化军事工程等等机械化施工中。据统计,工程施工中约有60%以上的土方量,系由挖掘机来完成。在建筑工程中,若土方工程全部由人工来完成,那么,所需劳动力约占全部工程所需劳动力总数的50%以上。在露天矿场和采料场中,如果人工采掘,则所需劳动力约占90%。为节省劳动力、减轻繁重的体力劳动,提高劳动生产率、加快建设速度,保证工程质量和降低成本,采用施工时根本措施。它对尽早发挥建设投资效果,促进国民经济的高速发展有很大的作用。据统计,采用一台1.0斗容量的单斗挖掘机,挖掘IV级以下的土壤时,每办生产率相当于300400个工人一天的工作量;而一台日产20万的大型斗轮挖掘机,则可代替56万人的劳动。由此可见,挖掘机在现代化建设工程中的功用。为了实现现代化的宏伟目标,我国基本建设的任务将是巨大而繁重的,它要求工程机械行业提供足够数量并具有 先进激素水平的工作类型工程机械,以满足施工机械化的迫切需要。挖掘机在工程机械发展中占很大比重和重要地位,据统计约占工程机械总产值的2550%,是重点发展的机械品种之一。尤其是中小型、通用型的单斗挖掘机不仅用于土方石的挖掘工作,而且通过工作装置的更换,还可以用作起重、装载、抓取、打桩、钻孔等多种 作业。通用型挖掘机站挖掘机总数 90%以上。它在各种工程施工中广泛使用,已成为不可缺少的重要机械设备。 我国挖掘机械行业近年来虽有很大的发展,但从产品的种类、数量和技术性能及制造质量上都还不能满足四个现代化建设发展的要求,迅速地提高挖掘机械的设计、研究和生产的技术水平是当前挖掘机械行业所面临的迫切而艰巨的任务。1.2 我国挖掘机的生产现状及发展趋势我国的挖掘机生产起步较晚,从1954年抚顺挖掘机厂生产的第一台斗容量为1的机械式单斗挖掘机至今,大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。新中国成立初期,以测绘仿制前苏联20世纪3040年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主,开始了我国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要,先后建立起十多家挖掘机生产厂。1967年开始,我国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WY100型、贵阳矿山机器厂的WY60型、合肥矿山机器厂的WY60挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WY160型和杭州重型机械厂的WY250型挖掘机等。他们为我国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的一步。到20世纪80年代,我国挖掘机生产厂已有30多家,生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列,斗容量有0.125立方米等12个等级、20多种型号,还生产0.54.0以及大型矿用10、12机械传动单斗挖掘机,1隧道挖掘机,4长臂挖掘机,1000每小时的排土机等。但总的来说,我国挖掘机生产的批量小、分散,生产工艺及产品质量与国际先进睡睡水平相比,有很大差距。改革开放以来,积极引进、消化、吸收国外先进技术,以促进我国挖掘机行业的发展。其中贵阳矿山机器厂、上海建筑机械厂、合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂等分别引进德国利勃海尔公司的A912、R912;R942;A922、R922;R962、R972、R982型液压挖掘机制造技术。稍后几年,杭州重型机械厂引进德国奥加凯(O&K)公司的RH6和MH6型液压挖掘机制造技术。与此同时,还有山东推土机总厂、黄河工程机械厂、江苏长林机械厂、山东临沂工程机械厂等联合引进了日本小松制作所的PC100、PC120、PC200、PC220、PC300、PC400、型液压挖掘机(除发动机外)的全套技术。这些厂通过数年引进技术的消化、吸收、移植,使国产液压挖掘机产品性能指标全面提高到20世纪80年代的国际水平,产量也逐年提高。由于国内对液压挖掘机需求量大不断增加且多样化,在国有大、中型企业产品结构的调整中牵动了一些其他机械行业的制造厂加入液压挖掘机行业。例如,中国第一拖拉机工程机械公司、广西玉柴股份有限公柳州工程机械厂等。这些企业经过几年的努力已达到一定的规模和水平。例如,玉柴机器股份有限公司在20世纪90年代初开发的小型液压挖掘机,连续多年批量出口欧、美等国家,成为我国挖掘机械行业唯一能批量出口的企业。业内人士指出,我国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展,斗容量宜控制在0.115;而对于大型及多斗挖掘机,由于液压元件的制造、装配精度要求高,施工现场维护条件差等,则仍以机械式为主。应着手研究、运用电液控制技术,以实现挖掘机操作的自动化。1.3 国外挖掘机目前水平及发展动向工业发达国家的挖掘机生产较早,法国、德国、美国、俄罗斯、日本等是斗容量3.540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。 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。(1)、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。(2)、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操纵,利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合,实现挖掘机作业操纵的完全自动化。(3)、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。(4)、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,并将疲劳损伤积累论、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和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法,并建立了预测产品失效和更新理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程度周期,加快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。(5)、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。(6)、进一步改进液压系统。(7)、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,为了节省能源消耗减少对环境污染,是挖掘机的操作轻便和安全作业,降低挖掘机噪音,改善驾驶员工作条件,逐步在挖掘机上应用电子和自动控制技术。随着对液压挖掘机的工作效率、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,促使了机电液一体化在挖掘机的应用,并使其各种性能有了质的飞跃。1.4 液压挖掘机的发展动方向单斗液压挖掘机的研制和改进主要的发展方向在于:(1)、发动机功率的充分有效利用,通过各种途径使机械多做有效功,其中包括动力装置与液压传动的最佳匹配,提高传动效率,能量回收,高效液压系统的研究等;(2)、铲斗挖掘力的充分发挥,挖掘力大小和有效作用范围是衡量各种液压挖掘机工作能力的重要指标,目前通过优化程序实现工作装置铰点最佳布置,采用高压与超高压技术,提高整机稳定性等方面进行研究;(3)、缩短工作循环周期,提高机械生产率,包括整机性能研究(作业循环、回转和行走性能的研究),发展专用机械和工作装置以及机械大型化和小型化等;机械可靠性研究,是各国十分重视的一项内容,关键在于设计的合理化和材料工艺的研究,包括摩擦磨损机理的研究和新材料的应用,在试验手段方面,进行挖掘机整机和液压传动的快速试验研究,以及结构件快速疲劳试验和寿命预测的研究等;(4)、司机室安全舒适性以及维护保养的方便性对挖掘机的有效利用有极大影响,从人体生理学和环境工程的观点来研究操作舒适性和振动噪音对司机和环境的影响,以及控制空气的污染等,各国已做了大量工作,国内也逐渐予以注意。1.5 本课题研究的目的和意义中国国土面积大,各项建设事业正处于蓬勃发展过程中,对挖掘机的需求量大。世界上工业发达国家著名的挖掘机制造商几乎全部进入中国,不少国有和民营企业也看好中国的挖掘机市场,纷纷进入挖掘机行业,进行挖掘机产品的生产和开发,而且产品的产量随着市场的需求量的提高而不断增长。中国已成为世界最大的挖掘机市场,正在成为世界挖掘机的制造中心。但是必须注意,中国目前虽然已成为挖掘机需求和生产的大国,但决不是强国。国际水平的研发中心不在中国,挖掘机关键配套零部件也不在中国。在挖掘机关键的核心技术研究与掌握方面,国内企业与国外企业差距很大,特别是国内企业在挖掘机的基础理论研究方面投入的人力、财力严重不足。这些年来,我们取得了长足的进步,大大缩小了与国外先进技术的差距,但如果今后技术创新(包括设计技术和制造技术等方面上稍有懈怠,与国外先进技术的差距仍然会拉大,因此可以说今后国内挖掘机企业的任务仍然十分艰巨。由于历史的原因,原本的国有挖掘机企业因为人才流失,资金不足,技术不高,造成自主研发能力不高,设计方法落后;而改革开放后的合资企业和外资企业,只是根据国外的设计图纸进行批量生产,基本不进行设计,所以中国的挖掘机设计手段比较落后,常常凭借经验进行设计制造,造成生产的挖掘机存在一些缺陷,在三包期间常出现故障,做不到等寿命设计,对厂商和买家造成不小的经济损失。以往液压挖掘机的新产品开发过程是前期设计完成后,进行样机试制,然后经过现场挖掘试验或强度测试,若发现问题改进再试验再修改,复修改直到满足设计要求后,再批量投产。这种开发过程的周期长、风险大、成本高、上市慢,限制了企业的市场竞争力。目前国内企业在设计挖掘机时仍以测绘类比为主,强度计算仍采用材料力学方法,对挖掘机结构件应力分布情况缺乏定量的了解。并且,挖掘机作业外载荷又复杂多变,传统的材料力学方法难以满足设计上的需要。所以非常有必要将现代设计方法和有限元方法应用于挖掘机工作装置的结构设计和性能分析,以提高挖掘机工作装置的可靠性,对结构进行优化、减轻工作装置重量、提高工作效率、减少能耗,从而提高挖掘机生产企业的设计水平和自主开发能力。1.6 本课题研究的主要内容(1)、根据液压挖掘机的工作条件及设计参数要求,参考挖掘机的设计资料及国内外各液压挖掘机生产厂家的产品,选定液压挖掘机反铲装置的设计方案。(2)、在了解液压挖掘机反铲装置工作原理和方案选择的基础上,用几何法分别对动臂机构、斗杆机构和铲斗机构做动力学分析。 (3)、在定性分析的基础上,用解析法对反铲装置各机构的尺寸作了定量计算,为作图提供了尺寸依据,也为进一步用计算机编程及计算机辅助设计提供了数学模型。(4)、对反铲装置的挖掘力及挖掘阻力进行了分析计算,并着重分析计算了挖掘机复合挖掘时最大挖掘力实现的各种限制条件。(5)、对各机构的的杆件及铰点进行了受力分析。2 液压挖掘机反铲装置机构的运动学分析2.1 反铲装置的工作原理及工作特点2.1.1 反铲装置的工作原理液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃(通常装有斗齿)切削土壤并将土装入斗内。斗装满后提升,回转到卸土位置进行卸土。卸完后铲斗再转回并下降到挖掘面进行下次挖掘。当挖完一段土后,机械移位,以便继续工作。液压挖掘机为了实现上述周期性作业动作的完成,装备有下列基本组成部分:工作装置、回转机构、动力装置、传动操作机构,行走装置和辅助设备。挖掘机根据工作装置的不同可以分为正铲挖掘机和反铲挖掘机,其中反铲装置是中小型液压挖掘机的主要工作装置,目前广泛应用的斗容量在1.6 以下。本文主要对工作装置的反铲装置进行分析。如图2-1,该挖掘机的工作装置为反铲工作装置,主要由动臂、斗杆、铲斗以及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成。动臂、斗杆和铲斗均由高强度钢板焊接而成的箱形结构,动臂根部用一根销轴铰接在平台前端中部,由两只铰接在转台前部的动力油缸支撑。油缸作伸缩运动,动臂作升降运动。图 2-1 液压挖掘机示意图工作装置由斗杆油缸、斗杆、动臂、铲斗油缸、动臂油缸、摇杆、连杆和铲斗组成。其构造特点是各部件之间的联系全部采用铰接,动臂下铰点铰接在转台上,利用动臂油缸的伸缩,使动臂绕动臂下铰点转动,依靠斗杆油缸使斗杆绕动臂的上铰点摆动。而铲斗铰接于斗杆前端,并通过铲斗油缸和连杆使铲斗绕斗杆前铰点转动。为增大铲斗转角,通常以连杆机构与铲斗连接。从而通过油缸的伸缩来实现挖掘过程中的各种。挖掘机动臂是反铲的主要部件,其结构有整体式和组合式两种。2.1.1.1 整体式动臂其优点是结构简单,质量轻而刚度大。缺点是更换的工作装置少,通用性较差。多用于长期作业条件相似的挖掘机上。整体式动臂又可分为直动臂和变动臂两种。其中的直动臂结构简单、质量轻、制造方便,主要用于悬挂式液压挖掘机,但它不能使挖掘机获得较大的挖掘深度,不适用于通用挖掘机;弯动臂是目前应用最广泛的结构型式,与同长度的直动臂相比,可以使挖掘机有较大的挖掘深度。但降低了卸土高度,这正符合挖掘机反铲作业的要求。2.1.1.2 组合式动臂如图2-2所示,组合式动臂用辅助连杆或液压缸3或螺栓连接而成。上、下动臂之间的夹角可用辅助连杆或液压缸来调节,虽然使结构和操作复杂化,但在挖掘机作业中可随时大幅度调整上、下动臂之间的夹角,从而提高挖掘机的作业性能,尤其在用反铲或抓斗挖掘窄而深的基坑时,容易得到较大距离的垂直挖掘轨迹,提高挖掘质量和生产率。组合式动臂的优点是,可以根据作业条件随意调整挖掘机的作业尺寸和挖掘力,且调整时间短。此外,它的互换工作装置多,可满足各种作业的需要,装车运输方便。其缺点是质量大,制造成本高,一般用于中、小型挖掘机上。图 22 组合式动臂2.1.2 反铲装置的工作特点挖掘机反铲装置是由动臂、斗杆、铲斗、连杆及动臂油缸、铲斗油缸等组成。这种工作机械是模仿人的手臂而设计制造并实现与其同样的动作。举起的时候令动臂动作、拉近时斗杆动作、挖削时通过连杆使铲斗动作。铲斗部分除了可以安装标准铲斗以外,还可以安装松土器、破碎器和抓斗等任选附件。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动,而铲斗铰接于斗杆前端,通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时,通过回转台使工作装置转到挖掘位置,同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩,动臂下降铲斗接触挖掘面后再操纵斗杆缸或铲斗缸,液压缸大腔进油而伸长,使铲斗进行挖掘作业。铲斗装满后,铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油,使动臂升起,随即接通回转油路使工作装置转到卸载位置,再操纵铲斗缸回缩,使铲斗反转进行卸土。卸完后,工作装置再转到挖掘位置进行第二次挖掘循环。实际挖掘作业中,由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘液压系统的不同,反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合是多样、随机的。上述仅为一般的理想过程。反铲工作装置的构造特点是各部件之间的联系全部采用铰接,通过液压缸的伸缩来实现挖掘过程的各种动作。从挖掘作业过程知,虽然从装土到卸土整个过程的运动是三维的,但在挖掘过程中,只有动臂缸、斗杆缸、铲斗缸的相互配合运动,整个工作装置是在一个平面内完成主要挖掘作业过程,因此,在此课题的分析中,不考虑整个工作装置的回转运动。液压挖掘机的反铲装置主要用于挖掘停机面以下土壤(基坑、沟壕等)。其挖掘轨迹决定于各油缸的运动及其相互配合情况。通常情况下,分为动臂挖掘、斗杆挖掘、转斗挖掘等几种情况。2.1.2.1 动臂挖掘当采用动臂油缸工作来进行挖掘时(斗杆和铲斗油缸不工作)可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。此时铲斗的挖掘轨迹系以动臂下铰点为中心,斗齿至该铰点的距离为半径所作的圆弧线。其极限挖掘高度和挖掘深度(不是最大挖掘深度)即圆弧线之起终点,分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角(动臂与水平线之夹角),也即决定于动臂油缸的行程。由于这种挖掘方式时间长而且由于稳定条件限制挖掘力的发挥,实际工作中基本上不采用。2.1.2.2 斗杆挖掘当仅以斗杆油缸工作进行挖掘时,铲斗的挖掘轨迹为圆弧线,弧线的长度与包角决定于斗杆油缸的行程。当动臂位于最大下倾角,并以斗杆油缸进行挖掘工作时,可以得到最大的挖掘深度尺寸,并且也有较大的挖掘行程。在较坚硬的土质条件下工作时,能够保证装满铲斗,故挖掘机实际工作中常以斗杆油缸工作进行挖掘。2.1.2.3转斗挖掘当仅以铲斗油缸工作进行挖掘时,铲斗的挖掘轨迹也为圆弧线,弧线的包角及弧长决定于铲斗油缸的行程。显然,以铲斗油缸工作进行挖掘时的挖掘行程较短,如使铲斗在挖掘行程结束时装满土壤,需要有较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤。所以一般挖掘机的斗齿最大挖掘力都在采用铲斗油缸工作时实现。采用铲斗油缸挖掘常用于清除障碍,挖掘较松软的土壤以提高生产率。因此,在一般土方工程挖掘中,转斗挖掘较常采用。在实际挖掘工作中,往往需要采用各种油缸的联合工作。如当挖掘基坑时由于挖掘深度较大,并要求有较陡而平整的基坑壁时,则需采用动臂与斗杆两种油缸的同时工作,当挖掘坑底,挖掘行程将结束为加速将铲斗装满土,以及挖掘过程需要改变铲斗切削角等情况下,则要求采用斗杆与铲斗油缸同时工作。虽然此时挖掘机的挖掘轨迹是由相应油缸分别工作时的轨迹组合而成。显然,这种动作能够实现还决定于液压系统的设计。当反铲装置的结构形式及结构尺寸己定时(包括动臂、斗杆、铲斗尺寸、铰点位置,相对的允许转角或各油缸的行程等),即可用作图法求得挖掘机挖掘轨迹的包络图,即挖掘机在任一正常工作位置时所控制到的工作范围(如图2-3),图上各控制尺寸即液压挖掘机的工作尺寸。对于反铲装置主要的工作尺寸为最大挖掘深度和最大挖掘半径。包络图中可能有部分区间靠近甚至深入到挖掘机停机点底下,这一范围的土壤虽可挖及,但可能引起土壤的崩塌而影响机械的稳定和安全工作,除有条件的挖沟作业外一般不使用。图 23 反铲装置工作示意图挖掘机反铲装置的最大挖掘力决定于液压系统的工作压力、液压缸尺寸,以及各液压缸间作用力之影响(斗杆缸、动臂缸的闭锁压力及力臂)外,还决定于整机的稳定和地面附着情况,因此,工作装置不可能在任意位置都能发挥其最大挖掘力。配有反铲工作装置的挖掘机的挖掘速度在结构尺寸一定条件下,决定于液压系统单位时间内对工作液压缸的供油量。当反铲装置的结构形式及尺寸已定时,即可用作图法求出挖掘包络图,即反铲挖掘装置在工作位置时,所能控制到的作业范围。对反铲工作装置而言,包络图中可能有部分区域靠近甚至深入到反铲挖掘装置停机点以下,这一范围的土壤虽能挖及,但可能引起土壤的崩塌而影响作业的稳定性和安全性,除有条件的挖沟作业外,一般不使用。反铲工作装置一般采用转斗卸土,卸载较准确、平稳,便于装车工作。反铲方案选择的主要依据是设计任务书规定的使用要求,据以决定工作装置是通用还是专用的。以反铲为主的通用装置应保证反铲使用要求,并照顾到其它装置的性能,专用装置应根据作业条件决定结构方案,在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件下的性能。2.2 液压挖掘机反铲装置的方案选择(1)、动臂及动臂液压缸的布置确定用组合式或整体式动臂,以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状,动臂液压缸的布置为悬挂式或是下置式。(2)、斗杆及斗杆液压缸的布置确定用整体式或组合式布置,以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。(3)、确定动臂与斗杆的长度比,即特性参数 。对于一定的工作尺寸而言,动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。般当2时(有的反铲取3)称为长动臂短斗杆方案,当1.5时属于短动臂长斗杆方案。在1.52之间称为中间比例方案。要求适用性较强而又无配套替换构件或可调结构的反铲常取中间比例方案。相反当用配套替换构件或可调链接来适应不同作业条件时,不同的配置或铰点连接情况可组成各种比例方案。在使用条件单一,作业对象明确的条件下采用整体动臂和斗杆固定铰接,值由作业条件确定。从作业范围看,在挖高、挖深与挖掘半径均相同的条件下,值越大作业范围愈窄。从挖掘方式看值大宜用斗杆挖掘为主,因其刚度较易保证。而值小宜用转斗挖掘为主。从挖掘轨迹看,值小易得到接近于直线的运动轨迹,因而它用于平整和清理作业,在挖掘窄而深的沟渠或基坑时挖掘轨迹也较易控制,向挖掘质量和装卸效率比抓高。从结构强度看,值大结构重心离机体近。(4)、 确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数,并考虑铲斗连扦机构传动比是否需要调节。(5)、 根据液压系统工作压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要术等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全纳长度之比。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素一般取1.6I.7,个别情况下因动臂摆角和铰点布置要求可以取1.75。取1.61.7,1.51.7。2.3 挖掘机反铲装置各机构的运动分析 2.3.1 反铲装置几何参数机构自身几何参数有三类:第一类是决定机构运动特性的必要参数,称原始参数,这里主要选择长度参数作为原始参数;第二类是由第一类参数推算出来的参数,称推导参数,多为运算中需要的角度参数;第三类是作方案分析比较所需要的其它待性参数。反铲机构自身几何参数的计算图式及有关符号示于图 24 。反铲机构各部分原始参数、推导参数和部分特性参数见表一所列。表一:反铲机构自身几何参数表参 数 分 类机 构 组 成铲 斗斗 杆动 臂机 体符 号 意 义原始参数=QV , =MH ,=MN , =HN,=QK, =KV,=KH=FQ, =EF,=FG, =EG,=GN, =FN,=NQ=CF, =CD,=CB, =DF,=BF=CP, =CA,=CI, =CT,=CS, =JT,=JI推 导参 数=,=,=,=,=,=,=,=特 性 参 数, , , , 备 注反铲装置的具体结构型式虽多,但常见的只有十多种,按运动学分析,其中有实质差别的机构型式不过几种,且它们之间还存在着许多共同点。有些不同点在运动学上还能以通用的数学表达式表示。现介绍一种通过直角坐标系对典型结构型式作运动分析的方法反铲装置的几何位置取决于动臂液压缸的长度、斗杆液压缸的长度和铲斗液压缸的长度。显然,当、和为某一组确定值时反铲装置就相应处于某一确定的几何位置。如图 25 设计平面直角坐标系,使X轴与地平面重合,Y轴与挖掘机回转中心重合。则斗齿尖V所在的X坐标值就表示挖掘半径,Y坐标值为正值时就表示挖掘高度,为负值时表示挖掘深度。必须注意,当、和为一组定值时只有一组和值与其对应,反之对于和的一组定值却有许多组、和值与其相应。 W图 2-4 反铲机构自身几何参数计算简图位置。图 2-5 反铲运动分析的直角坐标系 2.3.2 动臂机构的运动分析图 2-6 动臂摆角计算简图2.3.2.1 动臂的摆角范围和各点瞬时坐标 是的函数。动臂上任意一点在任一时刻的坐标值也都是的函数。根据余弦定理,当和时得图26。 式(2.1) 式(2.2) 动臂的摆角范围为: = 式(2.3) 动臂的瞬时转角为: = 式(2.4) 图 2-7 F点坐标计算简图不难列出动臂上任意一点的坐标方程。现以F点为例,由图27得 式(2.5) 当F点在水平线CU之下时为负,否则为正。F点的X坐标方程为: F点的Y坐标方程为: 2.3.2.2 动臂液压缸的作用力臂当液压缸长度为时,动臂液压缸的作用力臂 式(2.6) 当分别取和时,可得动臂机构的起始和终了力臂值和。显然动臂液压缸最大作用力臂, 此时。2.3.3 斗杆机构的运动分析斗杆的位置参数是和的函数。 这里暂先讨论斗杆相对于动臂的运动,也即只考虑的影响。斗杆机构与动臂机构性质类似。 在动臂机构中一般,在斗杆机构中一般。2.3.3.1斗杆相当于动臂的摆角范围 由图28得: 式(2.7) 式(2.8) 式(2.9) 2.3.3.2斗杆液压缸的作用力臂当液压缸长度为时,动臂液压缸的作用力臂 式(2.10) 当分别取和时,可得斗杆机构的起始和终了力臂值和。显然,斗杆液压缸最大作用力臂, 此时。2.3.4 铲斗机构的运动分析铲斗相对于XY坐标系的运动是、和的函数,情况较复杂。现先讨论铲斗相对于斗杆的运动。2.3.4.1铲斗连杆机构的传动比图 2-8 铲斗连杆机构计算简图当给定了铲斗液压缸长度,由表2-1原始参数及推导参数出发,利用几何关系可依次求得图28中()、()、()、()、()、 ()、()、 ()、()、 ()、()、()等值。铲斗液压缸对N点的作用力臂为 式(2.11) 连杆HK对N点作的用力臂为 (式(2.12) 连杆HK对N点作的用力臂为 式(2.13) 铲斗连杆机构的总传动比为 式(2.14) 2.3.4.2 铲斗相对于斗杆的摆角范围 式(2.15) 当取上和时可分别求得和。于是得: 式(2.16) 2.3.5 整机作业范围的确定2.3.5.1斗齿尖坐标方程斗齿尖V的坐标值和是、和的函数。 只要推导出和的函数表达式,那么整机作业范围就可以确定。现按图 210 推导如下。结合表21以及前面计算得到的有关参数值,通过几何和三角函数运算,可依次求得:()、()、()、()、()、()、()、()等最后得到: 式(2.17) 式(2.18) 利用上述各式可以算出当液压缸长度、和为任意一组值时斗齿尖的位置坐标。一般说,算十余个位置就可以得到较精确的作业范围。2.3.5.2特殊工作尺寸作方案设计时首先要考虑满足对特殊工作尺寸的要求,如最大挖掘深度,最大抡掘半径,最大卸载高度等等。这些特殊工作尺寸的计算式如下。(1)、最大挖掘深度当动臂液压缸全缩,斗杆液压缸和铲斗液压缸处于适当位置使F、Q、V三点同直线并处于垂直状态时得到最大挖掘深度为: 式(2.19) 图2-10最大卸载高度计算简图图2-9 最大挖掘深度计算简图 (2)、最大卸载高度当动臂液压缸全伸,斗杆液压缸全缩,铲斗液压缸处于适当位置使QV连线处于垂直状态时得到最大卸载高度为: 式(2.20) 故Q点坐标为: 式中: 因此V点坐标为: 就是最大卸载高度(3)、最大挖掘半径当斗杆液压缸全缩,铲斗液压缸处于适当位置使QV转到CQ的延长线上,CV水平时得到最大挖掘半径: 式(2.21) 就是最大挖掘半径。图 2-11 最大挖掘半径及停机面最大挖掘半径计算简图 3 液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定3.1 液压挖掘机的基本参数液压挖掘机基本参数是标示和衡量挖掘机性能的重要指标,主要包括:整机质量: 指整机处于工作状态下的质量。标准斗容量: 指挖掘级或密度为1800公斤/米3的土壤时,代表该挖掘机登记的一种铲斗堆积容量。发动机功率:指发动机的额定功率。液压系统形式:主要指液压挖掘机选用的工作油泵形式,分定量、变量两种。液压系统压力:指主油路安全阀的溢流压力。爬坡能力:挖掘机以最大油门进行爬坡,直至发动机最大功率输出或挖掘机出现滑移为止,折算出最大的爬坡角度或百分比。接地比压:指挖掘机重量与履带接地面积之比,或轮式挖掘机的轮与接地面积之比。作业循环时间:指挖掘机按一定的回转角度完成整个工作循环所需的时间。最大挖掘高度:指工作装置处于最大举升高度时,铲斗齿尖到停机地面的距离。最大挖掘半径:在挖掘机纵向中心平面上铲斗齿尖离机器回转中心的最大距离。停机面最大挖掘半径:指在停机面上,从回转中心到铲斗斗齿尖端的最远距离。停机面最小挖掘半径:指在停机面上,从回转中心到工作装置铲斗斗齿尖端的最近距离。最大卸载高度时的半径:指当动臂斗杆处于最高位置时,从回转中心到工作装置铲斗斗齿尖所通过的轨迹最低点的水平距离。最大挖掘高度时的半径:指当工作装置处于最大挖掘高度时,回转中心到斗齿尖的水平距离。最大挖掘半径时的高度:指斗杆油缸全收处于最大挖掘半径时,铲斗斗尖到停机面的距离。最大挖掘深度:指动臂处在最低位置,且斗齿尖,铲斗与斗杆铰点,斗杆与动臂铰点三点在同一条垂直停机面的直线上,斗齿尖与停机面的最大距离。最大挖掘深度时的半径:指处于最大挖掘深度状态时,铲斗斗尖到回转中心线的水平距离。最大卸载高度:指动臂、斗杆处于最大举升高度,翻转卸土,斗齿尖处在最低位置时,斗齿尖到停机面的距离。最大挖掘力:按照液压系统工作压力工作的铲斗油缸(或斗杆油缸)所能发挥的最大斗齿切向挖掘力,对于反铲工作装置,有铲斗最大挖掘力和斗杆最大挖掘力之分。3.2 铲斗各参数的确定3.2.1 铲斗结构形状的设计及基本要求(1)、有利于物料的自由流动。因此,铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合各种物料的运动规律。(2)、要使物料易于卸净,缩短卸载时间,并提高铲斗有效容积。 (3)、为使装进铲斗的物料不易掉出,斗宽与物料直径之比应不大于:1.(4)、装设斗齿有利于增大铲斗与物料刚接触时的挖掘比压,以便切人或破碎阻力较大的物料。挖硬土或碎石时还能把石块从土壤中耙出。对斗齿的材料、形状、安装结构及其尺寸参数的基本要求是挖掘阻力小,耐磨,易于更换。3.2.2 铲斗主要参数的确定 当铲斗容量q一定时,切削转角,切削半径和切削宽度b之间存在一定的关系,即具有尺寸和b的铲斗转过角度所切下的土壤刚好装满铲斗,于是斗容量可按下式计算: 式(3.1) 式中:铲斗充满系数;土壤松散系数。铲斗挖掘体积土壤所消耗的能量称为切削能容量。反铲铲斗的主要参数,即平均铲斗宽度b,切削转角和切削半径对转斗底切削能容量有直接影响,可用下式表示: 式(3.2) 式中: 铲斗切削能容量,; 考虑切削过程中其他影响因素的系数; 具有应力因次的系数,在铲斗容量q=0.151时,取=1.5; 具有容积质量因次的系数,在铲斗容量q=0.151时,取=0.07。显然,在设计铲斗时,在满足铲斗容量q的条件下,应使铲斗切削能容量E最小。由上式可以看出,减小角,增大铲斗宽度b和切削半径能够减低E,但受铲斗结构的限制,一般取: 式(3.3) 式中: q铲斗容量,; b铲斗平均宽度,m。考虑到铲斗切削入土和出土的余量,一般取。同时考虑到转斗速度一定时,转斗角度太大会增加挖掘阻力,降低生产力,因此一般取。在确定铲斗宽度b和转角角度后,即可导出切削半径: 式(3.4)式中:b铲斗宽度,m;铲斗转角的一半,;土壤松散系数;铲斗充满系数,这里取。当铲斗宽度b和转斗角度在上述推荐范围内时,此时的取值范围为: 式(3.5)3.3 各机构尺寸的确定3.3.1 动臂机构参数的确定据统计,最大挖掘半径值一般与的值很接近。因此要求,已知的和可按下列近似经验公式初定和,即:由: 式(3.6)得: 式(3.7) 其中: 可解得: 、 在中已知、可得: 式(3.8) 式(3.9) 式(3.10)最大卸载高度的表达式为: 式(3.11) 最大挖掘深度绝对值的表达式为: 式(3.12)将上两式相加,消去,并令: , 得: 式(3.13)又特性参数 式(3.14)得: 式(3.15) 式(3.16)将上式代入 式(3.17)联立上式可解得: 、 然后,解下面的联立方程,求和 式(3.18) 式(3.19)于是: 这样,动臂机构的全部参数初步选定。3.3.2 斗杆机构参数的确定确定斗杆液压缸的铰点位置、行程及力臂比时应当考虑以下因素:(1)、保证斗杆液压缸产生足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在全行程中产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力,液压缸全伸时的作用力矩应足以支撑满载斗和斗杆静止不动;液压缸作用力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘阻力。(2)、保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘为主的中小型反铲,选择斗杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力,要求在主要挖掘区内转到液压缸的挖掘力能得到充分地发挥。(3)、保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围大致在之间。在满足工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能取得小些,对以斗杆挖掘为主的中型机更应注意到这点。一般说斗杆愈长,其摆角范围也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时伸出最长时,铲斗前壁与动臂之间的距离应大于10cm。斗杆机构的参数选择可按下述步骤进行:图3-1 铲斗机构参数选择要求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,按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂 式(3.20) 斗杆液压缸初始力臂和之比是斗杆摆角的余弦函数,设,则: 式(3.21) 可见,已定时愈大,和就愈小,平均挖掘阻力也就越小。取,求得: 式(3.22) 式(3.23)斗杆上取决于结构因素,考虑到工作范围,一般在之间。动臂上也是结构尺寸,根据结构因素预先估计。3.3.3 铲斗机构参数的确定反铲铲斗机构是四连杆机构。作机构参数选择时、 、和等往往都预先选定,待选参数还有8个(图215),即=FG 、=GN、=MH、 =MN、=KH、=NQ以及、等。这些参数必须满足以下要求:3.3.3.1 铲斗的转角范围 图3-2 斗杆机构参数计算简图 图3-3 铲斗机构参数计算简图如前所述,铲斗在挖掘过程中的转角大致为,为了满足开挖和最后卸裁及运输状态的要求,铲斗的总转角往往要达到。如图34所示,设时斗齿尖为。,则可能在FQ延长线上,或在其上侧处(此时为仰角),在个别情况下,例如为了适应挖掘深度及垂直侧壁的作业要求,不使斗底先于斗齿接触土壤,常采用大仰角机构,这时仰角可能达到。总转角必须选择恰当,不宜过大,一般在之间。设计时还要避免当转斗液压缸全伸时斗齿尖碰撞斗杆下缘的现象。3.3.3.2 铲斗机构的载荷分析 转斗挖掘过程为大曲率切削,挖掘过程因切削土壤厚度的变化较大所以阻力的变化也很大,这点在本节中已作了详细的论述,然而在挖掘机实际作业过程中转斗挖掘土壤的纵断面形式是多种多样的,其阻力变化的情况也各不相同,故挖掘过程中转斗机构的实际裁荷是随机的。从挖掘工艺来分析,挖掘土壤的纵断面形状基本上可归纳为以下几种(图中箭头所示的方向为铲斗挖掘行进方向)。对图中a断面,其阻力的变化应与其切削厚度变化所示的相适应,并可以近似地以曲线a的形状示于图35中;而图b断面挖掘阻力的变化则由于自转斗起始点到转角间的切削厚度增大,阻力也相应地有所提高;图c断面阻力在转角至2区段有所增高;图d的断面近似于扇形,切削厚度变化较小,因而阻力亦接近相等,大致接近于平均挖掘阻力,其阻力的变化如图35d所示。至于b形断面的起始切削厚度和c形断面的终了切削厚度,也可近似地取为相当于平均切削厚度,因而其阻力曲线就可用图35曲线b和c分别表示。这样,取几种断面挖掘阻力曲线的包络线作为转斗在2角范围内(即挖掘区段内)的载荷曲线就大致能适应各种断面的挖掘,满足各种断面挖掘阻力变化的要求。在非挖掘区段,铲斗机构除应满足充斗的要求外,当达到最大转角时还应当满足支撑铲斗自重及斗中土重并计及动载影响的力矩要求。根据这些要求可以画出转斗机构在整个转角范围内的计算载荷曲线 。图 3-4 挖掘土壤的纵断面形状 图3-5 装斗机构载荷曲线图转斗机构最大理论挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应,常布置在处。当铲斗以的仰角开始挖掘时,最大挖掘力则大致出现在处。因此铲斗液压证的作用力臂应满足: 式(3.24) 式中: 最大挖掘阻力; 、铲斗处于位置时连杆机构的力臂值。起始点及转角2处的挖掘力按载荷曲线应与平均挖掘阻力相适应。3.3.3.2 铲斗的几何可容性与结构布置要求 (1)、必须保证铲斗杆机构在全行程中任一瞬时都不会被破坏,即保证、及四边形在任何瞬时皆成立; (2)、液压缸全仲和全缩长度之比应当在允许的范围内,对铲斗机构可取; (3)、全行程中机构都不应出现死点,且传动角应当在允许的范围内; (4)、在任何瞬间各构件之间都不应有干涉、碰撞现象。4 液压挖掘机反铲装置的力学分析及整机复合挖掘力的计算4.1 挖掘阻力分析液压挖掘机反铲装置工作时既可用铲斗液压缸挖掘(简称转斗挖掘),也可用斗杆液压缸挖掘(简称斗杆挖掘),或作复合动作挖掘。一般认为斗容量小于或在土质松软时以转斗挖掘为主,反之则以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。4.1.1 转斗挖掘阻力计算转斗挖掘时,土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化。 切削阻力与切削深度基本上成正比。但总的说前半过程切削阻力较后半过程高,因前半过程的切削角不利,产生了较大的切削阻力,对斗形切削刃所作的大曲率切削有同样结果,其切削阻力的切向分力可以用下列公式表达: 式(4.1)式中: C表示土壤硬度的系数, 对II级土宜取C5080, 对III级土宜取C=90150,对IV级土宜取C=160320; R铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离,即转斗切削半径,R,单位为cm;挖掘过程中铲斗总转角的一半;铲斗瞬时转角;B切削刃宽度影响系数,其中b为铲斗平均宽度;A切削角变化影响系数,取A13;Z带有斗齿的系数,Z0.75(无斗齿时,Z1);X斗侧壁厚度影响系数,X1+0.03s,其中s为侧壁厚度,单位为cm,初步设计时可取X1.15; D切削刃挤压土壤的力,根据斗容量大小在D=1000017000N范围内选取,当斗容量时,D应小于10000N。转斗挖掘装土阻力的切向分力为: 式(4.2)式中 : 密实状态下土壤容重,单位为N;挖掘起点和终点间连线ab方向与水平线的夹角;土壤与钢的摩擦系数 。计算表明:与相比很小,可忽略不计。当, 时出现转斗挖掘最大切向分力,其值为: 式(4.3)试验表明法向挖掘阻力的指向是可变的,数值也较小,一般00.2,土质愈均匀,愈小。从随机统计的角度看,取法向分力为零来简化计算是允许的。这样就可看作为转斗挖掘的最大阻力。转斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力计算。也即把半月形切削断面看作相等面积的条形断面,条形断面长度等于斗齿转过的圆弧长度与其相应之弦的平均值,则平均切削厚度为: 式(4.4)平均挖掘阻力为: 式(4.5)式中:用度数代表,一般所谓平均阻力是指装满铲斗的全过程阻力平均值, 因此应取。显然这一计算方法是近以的,国外有试验认为平均挖掘阻力为最大挖掘阻力的7080,可作为参考。4.1.2斗杆挖掘阻力计算斗杆挖掘时切削行程较长,切土厚度在挖掘过程中可视为常数。一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为,在这转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的实际行程为: 式(4.6) 斗杆挖掘时的切削厚度可按下式计算: 式(4.7)式中:斗杆挖掘阻力为: 式(4.8)式中:斗杆挖掘时的切削半径, =FV。挖掘比阻力,当取主要挖掘土壤的值时可求得正常挖掘阻力,取要求挖掘的最硬土质值时则得最大挖掘阻力。一般斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力小,主要原因是前者切削厚度较小。显然,研究挖掘阻力的目的是确定需要的斗齿挖掘力及其变化规律,以便在工作装置设计中给予保证。挖掘力太小挖掘能力自然降低,但挖掘力太大或者其变化规律与阻力的变化不适应,则功率利用率要降低。由于计算方法尚不成熟,挖掘力的计算值只供参考,设计时应尽量考虑到工作装置实际使用条件下的土质情况及同类型其它机器的实际作业情况。4.2 挖掘力的分析挖掘力是衡量反铲装置挖掘性能的重要指标之一。关于挖掘力的概念目前国内外尚无统一的定义,因此可比性较差。为便于进行设计方案的分析比较, 对挖掘力概念规定如下。反铲装置挖掘力可按下列情况分为工作液压缸的理论挖掘力,整机的理论挖掘力和整机的实际挖掘力三类。4.2.1工作液压缸的理论挖掘力反铲装置主要采用斗杆液压缸或铲斗液压缸进行挖掘。假定不考虑下列因素:(1)、工作装置自重和土重;(2)、液压系统和连杆机构的效率;(3)、工作液压缸的背压。工作液压缸外伸时由该液压缸理论推力所能产生的斗齿切向挖掘力称为工作液压缸的理论挖掘力。4.2.2整机的理论挖掘力液压挖掘机处于某一工况下工作液压缸的主动挖掘力能否实现主要取决于下列条件:(1)、工作液压缸的闭锁能力;(2)、整机的工作稳定性;(3)、整机与地面的附着性能;(4)、土壤(或其它作业对象)的阻力;(5)、工作装置的结构强度。当全面考虑这些条件后求得的工作液压缸能实现的挖掘力值就是整机在该工况下的挖掘力。求整机挖掘力按下列假定进行:(1)、考虑整机自重,有相对运动的构件重量分别计算;(2)、在挖掘过程中斗中土重视为主动液压缸长度的分级线性函数,其重心与铲斗重心一致;(3)、不考虑液压系统和连杆机构的效率;(4)、不考虑液压缸小腔背压;(5)、不考虑土壤阻力和工作装置结构强度的限制;(6)、不考虑其它因素如停机面坡度、风力、惯性力、动载等的影响。求得的挖掘力值称为整机的理论挖掘力。4.2.3整机的实际挖掘力如果考虑到整机理论挖掘力计算时简化假定中忽略的某些因素,则可求得整机的实际挖掘力。但用于特殊作业条件时求整机实际挖掘力必须考虑坡度、风力等影响,如果不采用近似的作图法,而全部用数解法来计算整机挖掘力,则相当繁琐。用电子计算机分析比较各种设计方案的挖掘性能或验算已制成的挖掘机的挖掘性能,并与机器的实用或测试结果相对照,既可为改进设计提供依据,又可检验理论计算的正确程度。在对大量机型进行计算分析的基础上可为优化设计积累资料和提供简化根据。4.3 整机理论复合挖掘力的计算4.3.1复合挖掘力的定义反铲工作装置复合挖掘是指液压挖掘机在工作时,斗杆和铲斗液压缸同时作为主动缸来进行的挖掘。当液压挖掘机进行复合挖掘且斗杆液压缸和铲斗液压缸的主动力都能得到充分发挥,即它们同时达到系统压力,复合挖掘力对工作装置结构所产生的应力有可能比斗杆缸或铲斗缸单独动作时所产生的应力大。然而,在实际工作中液压挖掘机的复合挖掘力还受到动臂液压缸闭锁力、整机附着条件、整机前倾和后倾等因素的限制。因此,在实际工作中只能在某些工况下,复合挖掘时斗杆和铲斗液压缸才能同时达到系统压力。4.3.2整机理论复合挖掘力的计算在考虑以上条件和假设的同时,在液压挖掘机在实际复合挖掘的过程中,为了最大限度的发挥挖掘力,司机主要按照以下两种工作方式进行复合挖掘:复合挖掘方式一:铲斗油缸挖掘为主,斗杆油缸复合动作;复合挖掘方式二:斗杆油缸挖掘为主,铲斗油缸复合动作。4.3.1.1 挖掘方式一整机理论复合挖掘力的计算如图41所示,为了计算复合挖掘力,本文将作用在斗齿尖V点复合挖掘力分解为垂直于QV的切向分力和与QV线平行的法向分力,并令 (其中是一个带符号的系数,当取正则表示与图示法向力同向,反之则反向),这样复合挖掘力的方向就确定了。计算任一挖掘位置整机理论复合挖掘力的步骤:1、计算复合挖掘力对有关各点的力矩及当量力臂;如图 41 所示,令和对铰点F的力臂分别为、,对动臂根部铰点C的力臂分别为、,对前倾点T的力臂分别为、及对后倾点I的力臂分别为、;并令:图4-1 复合挖掘方式一的受力及力臂简图、 、。复合挖掘力对铰点F的力矩为: 同理,该挖掘力对点C、T、I的力矩分别用切向力分别表示为: 式中:、为复合挖掘力对F、C、T、I点的当量作用力臂。求解当量作用力臂关键是求任意工况下的切向力和法向力对应各铰点的力臂、;、;、;、。下面分别计算它们对应各铰点的力臂值:(1)、和分别对动臂根部铰点C的力臂、的计算;图 42 法向力相对于C点的力臂方向判断简图构造三角形如图 42 中各图所示,假设图示和的方向为正。取和对于C点的力矩延逆时针方向为正,反之为负,这样就可以确定、的正负。其正负只与三角形的形状有关,因此、的大小只与斗杆和铲斗液压缸的长度有关而与动臂液压缸长度无关。式中CVQ可通过反三角函数求出,当CVQ0;反之小于0。在上式中只求出了的大小,其方向须进一步加以判断;点C、Q、V的坐标与任一工况的各油缸的长度对应,且法向力总是由V指向Q的,根据这些条件即可以确定的正负。如图42 所示,和分别为不同工况下,工作装置上铰点,它们确定了两条直线和。 当点C位于铲斗与斗杆连接的铰点Q和斗齿尖V连线的上方(如图 42)中的直线f(x),当它们分别与图中的Q、V位置重合时,此时的法向挖掘力对C点的力臂为负;反之当它们分别与图中的Q、V位置重合时,法向挖掘力对C点的力臂为正。同理,若C位于直线的下方,当铰点Q和斗齿尖V分别与图中的和位置重合时,法向挖掘力对C点的力臂为正;然而当它们分别与图中的和位置重合时,法向挖掘力对C点的力臂为负。对于任一工况,和都是定值,从而可以得到它们所在直线的方程: 式(4.9)综上所述,可以得到的大小及方向判断方法:当时 其它当时 其它(2)、和分别对斗杆与动臂连接铰点F的力臂和的计算;如图(41)所示,以三角形为研究对象,同理取逆时针方向的力矩为正,假设切向和法向挖掘力的正向为图示方向,这样就很容易判断和的正负。其表达式为: 其它从上式可以看出,、仅为铲斗油缸的函数。(3)、和分别对前倾点T的力臂为、的计算;以三角形为研究对象,由于前倾点T和动臂根部C点均为固定点,因此、的求解方式与、基本相同,只是假设条件不一样,取顺时针方向的力矩为正,来确定、的方向。 同理,可以按以下a、b两种情况来确定的大小及方向:当时 其它当时 其它(4)、 和分别对后倾点I的力臂为、的计算;以三角形为研究对象,由于后倾点I和动臂根部C点以及前倾点T均为固定点,因此、的求解方式与、基本相同,取顺时针方向的力矩为正,同理可确定、的方向。 的大小及方向判断如下:当时: 其它当时 其它当液压挖掘机工作装置处于任一挖掘位置进行挖掘时,各油缸的长度都确定了,其工作装置上任一点的位置也固定。以上各推导过程的表达式中的所有的长度和角度都可以通过两点间距离公式和反三角函数求出。这样就能应用计算机软件编程求解工作装置处于任一工况下复合挖掘力对各铰点的力臂和当量作用力臂,为下一步计算打下了基础。2、计算切向挖掘分力及复合挖掘力(1)、动臂液压缸闭锁力所限制的切向挖掘分力图4-3 动臂液压缸自锁时所决定的复合挖掘力计算简图如图43所示,取整个工作装置为隔离体。工作装置处于不同的挖掘位置时复合挖掘力对C点的当量作用力臂的大小和方向也随之不断变化。以下分别按0和0两种情况来求。当0时;复合挖掘力产生力矩有使整个工作装置绕动臂根部铰点C逆时针转动的趋势。动臂液压缸在这种情况下处于受拉状态,其抗拉能力取决于小腔闭锁力,设为动臂液压缸过载阀调定压力,为动臂液压缸小腔作用面积,则。动臂液压缸不被拉长所限制的挖掘力的切向分力为。由对C点的力矩平衡方程得: 式(4.10)式中:动臂油缸闭锁力;F对铰点C的力臂;动臂、斗杆、铲斗、斗杆油缸、铲斗油缸和连杆机构的重量;对C点的作用力臂。0。本文也按以下a、b两种情况确定的值。 图4-5 前倾稳定性限制的挖掘力计算简图 当0时此时无论取多大的正值液压挖掘机都不会出现整机前倾的情况,为了便于判断,在这种情况下本文取:=.当0时由前倾支点T的力矩平衡方程得: 式(4.15)式中: 机体重量;对T点的作用力臂;动臂油缸重量;的重心至T点的水平距离,即作用力臂;(6)、整机后前倾稳定性所限制的切向挖掘分力;的计算方法和基本相同,如图 46 所示。当0时,此时挖掘机不会出现后倾现象,此时取:=当0时:由前倾支点I的力矩平衡方程得: 式(4.16)式中:对I点的作用力臂;的重心至I点的水平距离,即作用力臂;3、整机理论复合挖掘力的计算整机所能实现的理论复合挖掘力的切向分力为:; 式(4.17)复合挖掘力为: 式(4.18)这样就求出了按照铲斗主动挖掘,斗杆复合动作的挖掘方式下的整机理论复合挖掘力。4.3.1.2 挖掘方式二整机理论复合挖掘力的计算如图47所示,假设为此时的复合挖掘力,这种挖掘方式与复合挖掘方式不同点在于,复合挖掘力的分解方式不同。在此将它分解为垂直于连线FV的切向分力和平行于FV的法向分力。同理令 (其中是一个带符号的系数),当取正则表示与图示法向力同向,反之则为负来确定了复合挖掘力的方向。在这种挖掘方式下复合挖掘力的计算步骤与复合挖掘方式一完全相同:1、计算任意挖掘姿势时复合挖掘力对有关各点的力矩及当量力臂如图 47 所示,令和分别为对铰点Q、C和前后倾点T、I的力臂分别为、;、;、;、,复合挖掘力对Q、C、T、I点的当量作用力臂分别为、。(1)、 和分别为对动臂根部铰点C的力臂、的计算; 构造三角形如图 48 所示。其计算方法和求、的基本相同,取和对于C点的力矩延逆时针方向为正,反之为负。对于任一工况,和都是已知的,因而可以得到它们所在直线的方程: 式(4.19)与求一样,的大小及方向的确定方式如下:当时 其它当时 其它(2)、和分别对铰点Q的作用力臂、的计算; 图4-7 复合挖掘方式二的受力及力臂简图 图4-8 CFV受力简图如图47所示,以三角形为研究对象,同理取逆时针方向的力矩为正,假设切向和法向挖掘力的正向为图示方向,这样就很容易判断和的正负。其表达式为: 其它它们仅为铲斗油缸长度的函数。和分别对前后倾点T、I的作用力臂、 、的计算与复合挖掘方式一基本相同。2、计算切向挖掘分力及和复合挖掘力动臂油缸闭锁、前后倾稳定性所限制的切向挖掘力、和的计算方法与工况一完全相同,下面着重介绍和的求解过程。(1)、斗杆液压缸作为主动缸所能发挥的切向挖掘分力如图49所示,取斗杆、铲斗缸、铲斗和连杆机构为研究对象,由F点的力矩平衡方程得:图4-9斗杆液压缸主动挖掘时所决定的复合挖掘力计算图 式(4.20)式中:、对F点的作用力臂,也即水平距离。切向挖掘力对F点的作用力臂,即点F到V点的距离。(2)、铲斗油缸所能发挥的切向挖掘分力以铲斗为研究对象,由Q点的力矩平衡方程得: 式(4.21)式中: F对Q点的当量作用力臂;、对Q点的作用力臂。3、挖掘方式二在任一工况所能实现的复合挖掘力最后取六个限制因素所决定的复合挖掘力的最小值就得出斗杆液压缸主动、铲斗缸复合挖掘时的整机理论复合挖掘力。4.4 复合挖掘工况下工作装置各铰点的受力分析为了对工作装置钢结构进行有限元分析,需求出工作装置上各铰点的受力情况,对于复合挖掘工况的上述载荷能根据不同的挖掘方式来确定。因此,在计算工作装置各铰点受力时,也分两种工况计算。4.4.1 复合挖掘方式一工作装置各铰点的受力分析为了方便确定各铰点力的受力方向,首先推导平面内通过任意两点的力与水平坐标x的夹角判断方法:如图 410 所示,A、B为平面xy内任意两点,其坐标分别为(和,箭头代表作用力的方向。其中向量与方向相反,即它们的角度之差为,经过综合分析可归纳出任意已知两点的坐标的向量方向表达式。令: 式(4.22)并分别令: 图4-10 力与力AB与水平方向的夹角则由A指向B作用力的方向即为向量,即与x轴正向的夹角可由函数表示: 式(4.24)4.4.1.1 斗杆各铰点的受力分析下面求解斗杆各铰点作用力的大小和方向。如图(411)所示,取斗杆和铲斗为研究对象,斗杆缸、铲斗缸及连杆机构各构件均可视为二力杆单元,任意工况的切向挖掘力为,那么就可以计算斗杆上各铰点力。(1)、铰点E斗杆油缸作用力及方向由F点力矩平衡方程可反求斗杆液压缸的推力: 式(4.25)铰点E作用力方向为斗杆油缸与水平方向的夹角,可由函数表示。(2)、铰点G的作用力及方向由Q点力矩平衡方程可反求铲斗缸的主动作用力: 式(4.26)同理,铰点G处作用力大小为,其与水平方向的夹角为;该力对铰点M作用力与水平方向的夹角为。(3)、连杆MK受力 式(4.27)式中为连杆MK对Q点的作用力臂。连杆KM对铰点M的作用力与水平方向的夹角为,对铰点K作用力与水平方向的夹角为,它们相差。(4)、摇杆MN对铰点N点的作用力及方向如图 411 所示,由对M点的力平衡方程得: 式(4.28)式中: GMNGM与NM的夹角;KMNKM与NM的夹角,可由反三角函数求出;与的大小相等。铰点N的作用力与水平方向的夹角为。图4-11 铰点M的受力简图 图4-12 铰点Q受力简图 图4-13 动臂各铰点受力简图(5)、求斗杆与铲斗的接铰点Q的受力以铲斗为独立的研究对象如图(412)所示,分别在x和y方向由力平衡方程可得: 式(4.29) 式(4.30)4.4.1.2动臂各铰点的受力分析动臂各铰点的受力情况如图 413 所示,铰点D和F的受力分别与斗杆铰点E和F处力的大小相等,但方向相反,可直接根据斗杆的计算结果求出。现在只需计算铰点B和C点的作用力。(1)、铰点B的作用力如图 315 所示,由C点的力矩平衡方程: 式(4.31)的方向为动臂油缸与水平坐标的夹角可表示为(2)、铰点C处的作用力取整个工作装置为研究对象,由力平衡方程得:式中为动臂相对于水平面的瞬时转角、为斗杆相对于动臂的瞬时转角,为铲斗相对于斗杆的瞬时转角,它们与相应的油缸长度是一一对应的。表示动臂油缸与水平线的夹角。4.4.2 复合挖掘方式二工作装置各铰点的受力分析这种方式挖掘时,工作装置各铰点力的算法与复合挖掘方式一基本相同,各油缸受力计算是复合挖掘力计算的逆运算,对此本文就不作具体的介绍。结论本论文以挖掘机反铲装置为研究对象,从反铲装置的工作特点开始,介绍了工作装置的主要部件:动臂、斗杆、连杆机构、铲斗并对其进行了全面详细的运动学分析,得到了各关键点的坐标。并在运动学分析的基础上,对反铲装置各机构参数进行了分析计算。同时,本论文还对挖掘阻力和挖掘力进行了分析计算,在此基础上讨论了复合挖掘方式下限制挖掘力发挥的各种情况,并对该工况下机构铰接点进行了铰点力的分析计算。本文主要工作和研究结论如下:(1)、首先对反铲装置进行了运动学分析,建立了动臂、斗杆和铲斗转角范围与对应液压缸的关系式及各关键点的坐标描述,通过对整机作业范围的分析,建立了反铲装置特殊工作位置的数学表达式。(2)、通过铲斗参数的计算,确定了铲斗结构形式及尺寸;通过动臂机构、斗杆机构及铲斗机构的参数计算确定了各机构的结构参数,为下步的结构设计提供了数据支撑。(3)、分析了转斗挖掘阻力及铲斗挖掘阻力的影响因素,分析了挖掘力的三个层面,并在此基础上进一步讨论了整机复合挖掘力的分析计算过程。(4)、分析了挖掘机反铲装置的连杆机构和斗杆的各个关键点的受力,从而为下一步实体设计和强度校核提供了可靠的参考数据,具有一定的实际意义。 致谢本文的研究工作是在我的导师杨老师的精心指导和悉心关怀下完成的,在论文选题、总体方案的制定,具体研究方法及技术路线的设计以及论文的开展和撰写过程中,得到了杨老师的大力支持和耐心细致的指导。导师严谨的治学态度,孜孜不倦、开拓进取的工作作风,使我受益终身。在我的学业和论文的研究工作中无不倾注着导师辛勤的汗水和关心。从尊敬的导师身上,我不仅学到了扎实、宽广的专业知识,也学到了做人的道理。在此我要向我的导师致以最衷心的感谢和深深的敬意。在四年的学习生活中,还得到了许多老师及同学热情关心和帮助,在此向他们表示衷心的感谢。在这里,还要特别感谢我的家人给予的理解和大力支持,是家人一直提供物质上的支持和精神上的鼓励,由他们作为坚强的后盾才使我顺利完成学业!最后再次对所有关心、支持和帮助我的老师、朋友和家人们致以深深的谢意!参考文献1 同济大学.单斗液压挖掘机.机械工业出版社. 19882 曹善华. 单斗挖掘机. 机械工业出版社. 19883 天津工程机械研究所. 单斗液压挖掘机. 中国建筑出版社. 19774姬鹏 液压挖掘机反铲装置的运动学仿真及动力学分析 吉林大学硕士学位论文 2005(4)5 荣洪均 液压挖掘机反铲工作装置整机理论复合挖掘力的计算模型及其应用研究 重庆大学硕士学位论文 2007(5)6康海洋 液压挖掘机动臂结构动态分析 长沙理工大学硕士学位论文 2007(4)7何挺继 筑路机械手册 人民交通办社 19988张世英 筑路机械工程 机械工业出版社 19989肖燕生 工程机械使用手册 中国水利水电出版社 1998 附录英语原文Hydraulic Conductors and FittingsEric Sandgren *, T.M. Cameronto account for uncertainty aMechanical Engineering, Virginia Commonwealth University, 601 West Main Street, P .O. Box843015, Richmond, VA 23284-3015, USA Received 19 October 2001;accepted 5 June 20021.1 INTRODUCTIONIn a hydraulic system, the fluid flows through a distribution system consisting of conductors and fittings, which carry the fluid from the reservoir through operating components and back to the reservoir. Since power is transmitted throughout the system by means of these conducting lines (conductors and fittings used to connect system components), it follows that they must be properly designed in order for the total system to function properly.Hydraulic systems use primarily four types of conductors:1.Steel pipes2.Steel tubing3.Plastic tubing4.Flexible hosesThe choice of which type of conductor to use depends primarily on the systems operating pressures and flow rates. In addition, the selection depends on environmental conditions such as the type of fluid, operating temperatures, vibration, and whether or not there is relative motion between connected components.Conducting lines are available for handling work pressures up to 10,000 Pa or greater. In general, steel tubing provides greater plumbing flexibility and neater appearance and requires fewer fittings than piping. However, piping is less expensive than steel tubing. Plastic tubing is finding increased industrial usage because it is not costly and circuits can be very easily hooked up due to its flexibility. Flexible hoses are used primarily to connect components that experience relative motion. They are made from a large number of elastomeric (rubberlike) compounds and are capable of handling pressures exceeding 10,000 Pa.Stainless steel conductors and fittings are used if extremely corrosive environments are expected. However, they are very expensive and should be used only if necessary. Copper conductors should not be used in hydraulic systems because the copper promotes the oxidation of petroleum oils. Zinc, magnesium, and cadmium conductors should not be used either because they are rapidly corroded by water-glycol fluids. Galvanized conductors should also be avoided because the galvanized surface has a tendency to flake off into the hydraulic fluid. When using steel pipe or steel tubing, hydraulic fittings should be made of steel except for inlet, return, and drain lines, where malleable iron may be used.Conductors and fittings must be designed with human safety in mind. They must be strong enough not only to withstand the steady-state system pressures but also the instantaneous pressure spikes resulting from hydraulic shock. Whenever control valves are closed suddenly, this stops the fluid, which possesses large amounts of kinetic energy. This produces shock waves whose pressure levels can be two or four times the steady-state system design values. Pressure spikes can also be caused by sudden stopping or starting of heavy loads. These high-pressure pulses are taken into account by the application of an appropriate factor of safety.1.2 CONDUCTOR SIZING FOR FLOW-RATE REQUIREMENTSA conductor must have a large enough cross-sectional area to handle the flow-rate requirements without producing excessive fluid velocity. Whenever we speak of fluid velocity in a conductor such as a pipe, we are referring to the average velocity. The concept of average velocity is important since we know that the velocity profile is not constant. As shown in Chapter 5 the velocity is zero at the pipe wall and reaches a maximum value at the centerline of the pipe. The average velocity is defined as the volume flow rate divided by the pipe cross-sectional area:In other words, the average velocity is that velocity which when multiplied by the pipe area equals the volume flow rate. It is also understood that the term diameter by itself always means inside diameter and that the pipe area is that area that corresponds to the pipe inside diameter. The maximum recommended velocity for pump suction lines is 4 ft/s (1.2 m/s) in order to prevent excessively low suction pressures and resulting pump cavitation. The maximum recommended velocity for pressure lines is 20 ft/s (6.1 m/s) in order to prevent turbulent flow and the corresponding excessive head losses and elevated fluid temperatures. Note that these maximum recommended values are average velocities.EXAMPLE 1-1A pipe handles a flow rate of 30 gprn. Find the minimum inside diameter that will provide an average fluid velocity not to exceed 20 ft/s.Solution Rewrite Eq. (3-26), solving for D:EXAMPLE 1-2A pipe handles a flow rate of 0.002. Find the minimum inside diameter that will provide an average fluid velocity not to exceed 6.1 m/s.Solution Per Eq. 3-35) we solve for the minimum required pipe flow area:The minimum inside diameter can now be found, becauseSolving for D we have1.3 PRESSURE RATING OF CONDUCTORS Tensile StressA conductor must be strong enough to prevent bursting due to excessive tensile stress (called hoop stress) in the wall of the conductor under operating fluid pressure. The magnitude of this tensile stress, which must be sustained by the conductor material, can be determined by referring to Figure 4-1. In Fig. 4-1(a), we see the fluid pressure ( P ) acting normal to the inside surface of a circular pipe having a length (L). The pipe has outside diameter D0 , inside diameter Di, and wall thickness t. Because the fluid pressure acts normal to the pipes inside surface, a pressure force is created that attempts to separate one half of the pipe from the other half.Figure 4-1(b) shows this pressure forcepushing downward on the bottom half of the pipe. To prevent the bottom half of the pipe from separating from the upper half, the upper half pulls upward with a total tensile force F. One-half of this force ( or F/2 ) acts on the cross-sectional area (tL) of each wall, as shown.Since the pressure force and the total tensile force must be equal in magnitude, we havewhere A is the projected area of the lower half-pipe curved-wall surface onto a horizontal plane. Thus, A equals the area of a rectangle of width Di and length L, as shown in Figure 4-1(b). Hence,The tensile stress in the pipe material equals the tensile force divided by the wall cross-sectional area withstanding the tensile force. This stress is called a tensile stress because the force (F) is a tensile force (pulls on the area over which it acts).Substituting variables we havewhere = Greek symbol (sigma) = tensile stress.As can be seen from Eq. (4-2), the tensile stress increases as the fluid pressure increases and also as the pipe inside diameter increases. In addition, as expected, the tensile stress increases as the wall thickness decreases, and the length of the pipe does not have any effect on the tensile stress.Burst Pressure and Working PressureThe burst pressure (BP) is the fluid pressure that will cause the pipe to burst. This happens when the tensile stress () equals the tensile strength ( S ) of the pipe material. The tensile strength of a material equals the tensile stress at which the material ruptures. Notice that an axial scribe line is shown on the pipe outer wall surface in Fig. 4-1(a). This scribe line shows where the pipe would start to crack and thus rupture if the tensile stress reached the tensile strength of the pipe material. This rupture will occur when the fluid pressure (P) reaches BR Thus, from Eq. (4-2) the burst pressure isThe working pressure (WP) is the maximum safe operating fluid pressure and is defined as the burst pressure divided by an appropriate factor of safety (FS).A factor of safety ensures the integrity of the conductor by determining the maximum safe level of working pressure. Industry standards recommend the following factors of safety based on corresponding operating pressures:FS = 8 for pressures from 0 to 1000 PaFS = 6 for pressures from 1000 to 2500 PaFS = 4 for pressures above 2500 PaFor systems where severe pressure shocks are expected, a factor of safety of 10 is recommended.Conductor Sizing Based on Flow Rate and Pressure ConsiderationsThe proper size conductor for a given application is determined as follows:1. Calculate the minimum acceptable inside diameter (Di) based on flow-rate requirements.2. Select a standard-size conductor with an inside diameter equal to or greater than the value calculated based on flow-rate requirements.3. Determine the wall thickness (t) of the selected standard-size conductor using the following equation:4. Based on the conductor material and system operating pressure (P), determine the tensile strength (S) and factor of safety (FS).5. Calculate the burst pressure (BP) and working pressure (WP) using Eqs. (4-3) and (4-4).6. If the calculated working pressure is greater than the operating fluid pressure, the selected conductor is acceptable. If not, a different standard-size conductor with a greater wall thickness must be selected and evaluated. An acceptable conductor is one that meets the flow-rate requirement and has a working pressure equal to or greater than the system operating fluid pressure.The nomenclature and units for the parameters of Eqs. (4-2), (4-3), (4-4), and (4-5) are as follows:BP = burst pressure (Pa, MPa)Di = conductor inside diameter (in., m)D0 = conductor outside diameter (in., m)FS = factor of safety (dimensionless)P = system operating fluid pressure (Pa, MPa)S = tensile strength of conductor material (Pa, MPa)t = conductor wall thickness (in., m)WP = working pressure (Pa, MPa)= tensile stress (Pa, MPa)EXAMPLE 1-3A steel tubing has a 1.250-in, outside diameter and a 1.060-in, inside diameter. It is made of SAE 1010 dead soft cold-drawn steel having a tensile strength of 55.000 Pa. What would he the safe working pressure for this tube assuming a factor of safety of 8?Solution First, calculate the wall thickness of the tubing:Next, find the burst pressure for the tubing:Finally, calculate the working pressure at which the tube can safely operate:Use of Thick-Walled ConductorsEquations (4-2) and (4-3) apply only for thin-walled cylinders where the ratio Di / t is greater than 10. This is because in thick-walled cylinders (Di / t 10), the tensile stress is not uniform across the wall thickness of the tube as assumed in the derivation of Eq. (4-2). For thick-walled cylinders Eq. (4-6) must be used to take into account the nonuniform tensile stress,Thus, if a conductor being considered is not a thin-walled cylinder, the calculations must be done using Eq. (4-6). As would be expected, the use of Eq. (4-6) results in a smaller value of burst pressure and hence a smaller value of working pressure than that obtained from Eq. (4-3). This can be seen by comparing the two equations and noting the addition of the 1.2t term in the denominator of Eq. (4-6).Note that the steel tubing of Example 4-3 is a thin-walled cylinder because = 1.060 in./0.095 in. =11.2 10. Thus, the steel tubing of Example 4-3 can operate safely with a working pressure of 1230 Pa as calculated using a factor of safety of 8. Using Eq. (4-6) for this same tubing and factor of safety yieldsAs expected the working pressure of 1110 Pa calcu1ated using Eq. (4-6) is less than the 1230 Pa value calculated in Example 4-3 using Eq. (4-3).1.4 STEEL PIPESSize DesignationPipes and pipe fittings are classified by nominal size and schedule number, as illustrated in Fig. 4-2. The schedules provided are 40, 80, and 160, which are the ones most commonly used for hydraulic systems. Note that for each nominal size the outside diameter does not change. To increase wall thickness the next larger schedule number is used. Also observe that the nominal size is neither the outside nor the inside diameter. Instead, the nominal pipe size indicates the thread size for the mating connections. The pipe sizes given in Fig. 4-2 are in units of inches.Figure 4-3 shows the relative size of the cross sections for schedules 40, 80, and 160 pipes. As shown for a given nominal pipe size, the wall thickness increases as the schedule number increases.Thread Design Pipes have tapered threads, as opposed to tube and hose fittings, which have straight threads. As shown in Fig. 4-4, the joints are sealed by an interference fit between the male and female threads as the pipes are tightened. This causes one of the major problems in using pipe. When a joint is taken apart, the pipe must be tightened farther to reseal. This frequently requires replacing some of the pipe with slightly longer sections, although this problem has been overcome somewhat by using Teflon tape to reseal the pipe joins. Hydraulic pipe threads are the dry-seal type. They differ from standard pipe threads because they engage the roots and crests before the flanks. In this way, spiral clearance is avoided.Pipes can have only male threads, and they cannot be bent around obstacles. There are, of course, various required types of fittings to make end connections and change direction, as shown in Fig. 4-5. The large number of pipe fittings required in a hydraulic circuit presents many opportunities for leakage, especially as pressure increases. Threaded-type fittings are used in sizes up to in. in diameter. Where larger pipes are required, flanges are welded to the pipe, as illustrated in Fig. 4-6. As shown, flat gaskets or 0-rings are used to seal the flanged fittings.1.5 STEEL TUBINGSize DesignationSeamless steel tubing is the most widely used type of conductor for hydraulic systems as it provides significant advantages over pipes. The tubing can be bent into almost any shape, thereby reducing the number of required fittings. Tubing is easier to handle and can be reused without any sealing problems. For low-volume systems, tubing can handle the pressure and flow requirements with less bulk and weight. However, tubing and its fittings are more expensive. A tubing size designation always refers to the outside diameter. Available sizes include-in. increments from -in. outside diameter up to -in. outside diameter. For sizes from-in. to 1 in. the increments are -in. For sizes beyond 1 in., the increments are-in. Figure 4-7 shows some of the more common tube sizes (in units of inches) used in fluid power systems.SAE 1010 dead soft cold-drawn steel is the most widely used material for tubing. This material is easy to work with and has a tensile strength of 55,000 Pa. If greater strength is required, the tube can be made of AISI 4130 steel, which has a tensile strength of 75,000 Pa.Tube FittingsTubing is not sealed by threads but by special kinds of fittings, as illustrated in Fig. 4-8. Some of these fittings are known as compression fittings. They seal by metal-to-metal contact and may be either the flared or flareless type. Other fittings may use 0-rings for sealing purposes. The 370 flare fitting is the most widely used fitting for tubing that can be flared. The fittings shown in Fig. 4-8(a) and (b) seal by squeezing the flared end of the tube against a seal as the compression nut is tightened. A sleeve inside the nut supports the tube to dampen vibrations. The standard 450 flare fitting is used for very high pressures. It is also made in an inverted design with male threads on the compression nut. When the hydraulic component has straight thread ports, straight thread 0-ring fittings can be used, as shown in Fig. 4-8(c). This type is ideal for high pressures since the seal gets tighter as pressure increases.Two assembly precautions when using flared fittings are:1.The compression nut needs to be placed on the tubing before flaring the tube.2. These fittings should not be over-tightened. Too great a torque damages the sealing surface and thus may cause leaks.For tubing that cant be flared, or if flaring is to be avoided, ferrule, 0-ring, or sleeve compression fittings can be used see Fig. 4-8(d), (e), (f). The O-ring fitting permits considerable variations in the length and squareness of the tube cut.Figure 4-9 shows a Swagelok tube fitting, which can contain any pressure up to the bursting strength of the tubing without leakage. This type of fitting can be repeatedly taken apart and reassembled and remain perfectly sealed against leakage. Assembly and disassembly can be done easily and quickly using standard tools. In the illustration, note that the tubing is supported ahead of the ferrules by the fitting body. Two ferrules grasp tightly around the tube with no damage to the tube wall. There is virtually no constriction of the inner wall, ensuring minimum flow restriction. Exhaustive tests have proven that the tubing will yield before a Swagelok tube fitting will leak. The secret of the Swagelok fitting is that all the action in the fitting moves along the tube axially instead of with a rotary motion. Since no torque is transmitted from the fitting to the tubing, there is no initial strain that might weaken the tubing. The double ferrule interaction overcomes variation in tube materials, wall thickness, and hardness.In Fig. 4-10 we see the 450 flare fitting. The flared-type fitting was developed before the compression type and for some time was the only type that could successfully seal against high pressures.Four additional types of tube fittings are depicted in Fig. 4-11: (a) union elbow, (b) union tee, (c) union, and (d) 45 male elbow. With fittings such as these, it is easy to install steel tubing as well as remove it for maintenance purposes.EXAMPLE 1-4Select the proper size steel tube for a flow rate of 30 gpm and an operating pressure of 1000 Pa. The maximum recommended velocity is 20 ft/s, and the tube material is SAE 1010 dead soft cold-drawn steel having a tensile strength of 55,000 Pa,Solution The minimum inside diameter based on the fluid velocity limitation of 20 ft/s is the same as that found in Example 4-1 (0.782 in.).From Fig. 4-7, the two smallest acceptable tube sizes based on flow-rate requirements are1-in. od , 0.049-in, wall thickness, 0.902-in. ID1-in. od , 0.065-in, wall thickness, 0,870-in. IDLets check the 0.049-in, wall thickness tube first since it provides the smaller velocity:This working pressure is not adequate, so lets next examine the 0.065-in, wall thickness tube:This result is acceptable, because the working pressure of 1030 Pa is greater than the system-operating pressure of 1000 Pa and10.1.6 PLASTIC TUBINGPlastic tubing has gained rapid acceptance in the fluid power industry because it is relatively inexpensive. Also, it can be readily bent to fit around obstacles, it is easy to handle, and it can be stored on reels. Another advantage is that it can be color-coded to represent different parts of the circuit because it is available in many colors. Since plastic tubing is flexible, it is less susceptible to vibration damage than steel tubing.Fittings for plastic tubing are almost identical to those designed for steel tubing. In fact many steel tube fittings can be used on plastic tubing, as is the case for the Swagelok fitting of Fig. 4-9. In another design, a sleeve is placed inside the tubing to give it resistance to crushing at the area of compression, as illustrated in Fig. 4-12. In this particular design (called the Poly-Flo Flareless Tube Fitting), the sleeve is fabricated onto the fitting so it cannot be accidentally left off.Plastic tubing is used universally in pneumatic systems because air pressures are low, normally less than 100 Pa. Of course, plastic tubing is compatible with most hydraulic fluids and hence is used in low-pressure hydraulic applications.Materials for plastic tubing include polyethylene, polyvinyl chloride, polypropylene, and nylon. Each material has special properties that are desirable for specific applications. Manufacturers catalogs should be consulted to determine which material should be used for a particular application.1.7 FLEXIBLE HOSESDesign and Size DesignationThe fourth major type of hydraulic conductor is the flexible hose, which is used when hydraulic components such as actuators are subjected to movement. Examples of this are found in portable power units, mobile equipment, and hydraulically powered machine tools. Hose is fabricated in layers of elastomer (synthetic rubber) and braided fabric or braided wire, which permits operation at higher pressures.As illustrated in Fig. 4-13, the outer layer is normally synthetic rubber and serves to protect the braid layer. The hose can have as few as three layers (one being braid) or can have multiple layers to handle elevated pressures. When multiple wire layers are used, they may alternate with synthetic rubber layers, or the wire layers may be placed directly over one another.Figure 4-14 gives some typical hose sizes and dimensions for single-wire braid and double-wire braid designs. Size specifications for a single-wire braid hose represent the outside diameter in sixteenths of an inch of standard tubing, and the hose will have about the same inside diameter as the tubing. For example, a size 8 single-wire braid hose will have an inside diameter very close to a-in. standard tubing. For double-braided hose, the size specification equals the actual inside diameter in sixteenths of an inch. For example, a size 8 double-wire braid hose will have a-in. inside diameter. The minimum bend radii values provide the smallest values for various hose sizes to prevent undue strain or flow interference.Figure 4-15 illustrates five different flexible hose designs whose constructions are described as follows:a. FC 194: Elastomer inner tube, single-wire braid reinforcement, and elastomer cover Working pressures vary from 375 to 2750 Pa depending on the size.b.FC195: Elastomer inner tube, double-wire braid reinforcement, and elastomer cover. Working pressures vary from 1125 to 5000 Pa depending on the size.c.FC 300: Elastomer inner tube, polyester inner braid, single-wire braid reinforcement, and polyester braid cover. Working pressures vary from 350 to 3000 Pa depending on the size.d.1525: Elastomer inner tube, textile braid reinforcement, oil and mildew resistant, and textile braid cover. Working pressure is 250 Pa for all sizes.e.2791: Elastomer inner tube, partial textile braid, four heavy spiral wire reinforcements, and elastomer cover. Working pressure is 2500 Pa for all sizes.Hose FittingsHose assemblies of virtually any length and with various end fittings are available from manufacturers. See Fig. 4-16 for examples of hoses with the following permanently attached end fittings: (a) straight fitting, (b) 45 elbow fitting, and (c) 90 elbow fitting.The elbow-type fittings allow access to hard-to-get-at connections. They also permit better flexing and improve the appearance of the system.Figure 4-17 shows the three corresponding reusable-type end fittings. These types can be detached from a damaged hose and reused on a replacement hose. The renewable fittings idea had its beginning in 1941. With the advent of World War II, it was necessary to get aircraft with failed hydraulic lines back into operation as quickly as possible.Hose Routing and InstallationCare should be taken in changing fluid in hoses since the hose and fluid materials must be compatible. Flexible hose should be installed so there is no kinking during operation of the system. There should always be some slack to relieve any strain and allow for the absorption of pressure surges. It is poor practice to twist the hose and use long loops in the plumbing operation. It may be necessary to use clamps to prevent chafing or tangling of the hose with moving parts. If the hose is subject to rubbing, it should be encased in a protective sleeve. Figure 4-18 gives basic information on hose routing and installation procedures.1.8 QUICK DISCONNECT COUPLINGSOne additional type of fitting is the quick disconnect coupling used for both plastic tubing and flexible hose. It is used mainly where a conductor must be disconnected frequently from a component. This type of fitting permits assembly and disassembly in a matter of a second or two. The three basic designs are:1. Straight through: This design offers minimum restriction to flow but does not prevent fluid loss from the system when the coupling is disconnected.2.One-way shutoff: This design locates the shutoff at the fluid source connection but leaves the actuator component unblocked. Leakage from the system is not excessive in short runs, but system contamination due to the entrance of dirt in the open end of the fitting can be a problem, especially with mobile equipment located at the work site.3.Two-way shutoff: This design provides positive shutoff of both ends of pressurized lines when disconnected. See Fig. 4-19 for a cutaway of this type of quick disconnect coupling. Figure 4-20 shows an external view of the same coupling. Such a coupling puts an end to the loss of fluids. As soon as you release the locking sleeve, valves in both the socket and plug close, shutting off flow. When connecting, the plug contacts an 0-ring in the socket, creating a positive seal. There is no chance of premature flow or waste due to a partial connection. The plug must be fully seated in the socket before the valves will open.1.9 METRIC STEEL TUBINGIn this section we examine common metric tube sizes and show how to select the proper size tube based on flow-rate requirements and strength considerations.Figure 4-21 shows the common tube sizes used in fluid power systems. Note that the smallest od size is 4 mm (0.158 in.), whereas the largest od size is 42 mm (1.663 in.). These values compare to 0.125 in. and 1.500 in., respectively, from Fig. 4-7 for common English units tube sizes. It should be noted that since 1 m = 39.6 in. then 1 mm = 0.0396 in.Factors of safety based on corresponding operating pressures becomeFS = 8 for pressures from 0 to 1000 Pa (0 to 7 MPa or 0 to 70 bars)FS = 6 for pressures from 1000 to 2500 Pa (7 to 17.5 MPa or 70 to 175 bars)FS = 4 for pressures above 2500 Pa (17.5 MPa or 175 bars)The corresponding tensile strengths for SAE 1010 dead soft cold-drawn steel and AISI 4130 steel are:SAE 101055,000 Pa or 379 MPaAISI 413075,000 Pa or 517 MPaEXAMPLE 1-5Select the proper metric size steel tube for a flow rate of 0.00190m3/s and an operating pressure of 70 bars. The maximum recommended velocity is 6.1 m/s and the tube material is SAE 1010 dead soft cold-drawn steel having a tensile strength of 379 MPa.Solution The minimum inside diameter based on the fluid velocity limitation of 6.1 rn/s is found using Eq. (3-18):Solving for A we have:Since we have the final resulting equation: (4-7)Substituting values we have:From Fig. 4-21, the smallest acceptable od tube size is:22-mm od, 1.0-mm wall thickness, 20-mm IDFrom Eq. (4-3) we obtain the burst pressure.Then we calculate the working pressure using Eq. (4-4).This pressure is not adequate (less than operating pressure of 70 bars), so lets examine the next larger size od tube having the necessary ID.28-mm od, 2.0-mm wall thickness, 24-mm IDThis result is acceptable.1.10 KEY EQUATIONSFluid velocity: (41)Pipe tensile stress: (4-2)Pipe burst pressure: (4-3)Pipe working pressure: (4-4)中文译文液压管路和管接头Eric Sandgren *, T.M. Cameron弗吉尼亚联邦大学机械工程系, Richmond西部大街601号, 邮编843015, VA23284-3015收稿2001 年10月19 日; 修回2002 年6月5 日。1.1 介绍在液压系统中, 液压油经过的系统包括管路和管接头, 这些液压油从油箱经过各机构的组成部分又回到油箱。因为在这过程中能量是通过这些管路传送到液压系统的各个部分(用来连接系统组分的管路和管接头), 所以为了总系统能够很好的发挥效率,必须进行恰当地设计。液压系统主要使用四种管路:1.钢管2.无缝钢管3.塑料管4.软管选用管路类型主要取决于系统的工作压力和流量。另外, 它的选择还取决于环境条件譬如油液的类型, 操作温度, 振动, 而且和连接部分之间是否有相对行动也有关系。管路可以通过的工作压力可以达到1000 Pa或者更大。一般情况下, 钢管材与管道相比,配管的灵活性更好、更加洁净而且管接头也比较少,更加的方便。但是, 用管道输送比钢管材较便宜。塑料管材因为它资源利用率高并且由于它的灵活性连接比较方便,增加了它的工业用途。软管主要用来连接相对行动组分的部分。它们由大量的弹性化合物组成,能处理超出10,000 Pa的压力 。在腐蚀性
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本文标题:液压挖掘机反铲装置的结构设计与计算【4张图/20000字】【优秀机械毕业设计论文】
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