WY270液压挖掘机工作装置的设计【含4张CAD图纸+PDF图】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共53页)
编号：126135294
类型：共享资源
大小：2.73MB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-06
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
WY270
液压
挖掘机
工作
装置
设计
CAD
图纸
PDF
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，有疑问咨询QQ:1064457796或1304139763
- 内容简介：
-
毕业设计（论文）任务书 填表时间： （指导教师填表）学生姓名 专业班级 指导教师 课题类型工程设计题目WY270液压挖掘机工作装置的设计主要研究目标(或研究内容)1. 研究并掌握挖掘机工作装置的设计方法2. 研究并掌握挖掘机工作装置的组成部分3. 根据WY270履带式液压挖掘机的使用范围及整机参数，对挖掘机工作装置的组成部分进行分析设计，绘制工作装置的结构图和零件图。课题要求、主要任务及数量（指图纸规格、张数，说明书页数、论文字数等）1. 根据力学分析对工作装置各部分进行强度计算；2采用AutoCAD等绘图软件绘制所需图纸，并用WORD编辑所写内容。进度计划12周：选择设计方向，收集资料，确定设计内容。35周：根据液压挖掘机工作装置的工作性能进行参数化设计计算。67周：绘制挖掘机工作装置结构图及零件图。89周：撰写设计过程，总结设计过程。1011周：校对论文，完善论文，毕业答辩。主要参考文献1. 刘鸿文主编，材料力学，高等教育出版社，2004.12. 朱照宣，周起钊，殷金生编，理论力学，北京大学出版社，19823. 林家祥，挖掘机工作装置改进设计，工程机械，2000.54. 哈尔滨工业大学理论力学教研室编，理论力学，高等教育出版社，19975. 曹善华主编，单斗挖掘机，机械工业出版社，1989 6. 李天元，简明机械工程师手册上册，云南科技出版社，19887. 张桂香，机电类专业毕业设计指南，机械工业出版社，20058. 冯宝珊，世界工程机械与中国，工程机械与维修，1998 (6)9. 张铁编，液压挖掘机结构、原理及使用，石油大学出版社, 200210.黄东胜、邱斌主编，现代挖掘机械，人民交通出版社, 2003指导教师签字： 教研室主任签字： 年 月 日 WY270液压挖掘机的工作装置设计 摘 要液压挖掘机工作装置是完成液压挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到液压挖掘机的工作性能和可靠性。本文结合生产实际中遇到的技术问题，以WY270液压挖掘机工作装置为研究对象，对WY270液压挖掘机工作装置进行了力学分析。本文的主要工作有:针对动臂两种计算工况，进行力学分析；针对斗杆两种计算工况，进行力学分析；应力测试和数据处理；对计算结果进行分析，提出关键零部件的设计注意点。通过对WY270液压挖掘机的工作装置进行力学分析，以确定结构设计的合理性。关 键 词：挖掘机,工作装置,动臂，斗杆THE ANALYSIS OF THE WORKING EQUIPMENT OF WY270 HYDRAULIC EXCAVATORABSTRACTThe working equipment of a hydraulic excavator, which is an important part, affects directly the working performance and the reliability of the hydraulic excavator. The chapter, analyzes the structural strength and stiffness of WY 270 hydraulic excavators working equipment in terms of the problem in the practical service by the Mechanics . The following are the main contents of this paper:According to two kinds of working condition, the mechanic analysis of the arm is established;According to two kinds of working condition, the mechanic analysis of the boom is established;Measure the stress and deal with the acquired data;Analyze the calculated results, compared to the measure data, then get some important information about designing the key part.It can define the reasonableness of structure design by using the mechanics method to analyze the working equipment of the WY270 hydraulic excavator and its transformation production. KEY WORDS：excavator, working-equipment, the arm, the boom53 目 录 前言1 第一章 绪论2 1.1 选题的背景3 1.2 WY270液压挖掘机简介4 1.2.1主要技术性能参数4 1.2.2主要结构及特点6第二章 WY270液压挖掘机工作装置介绍7 2.1工作装置结构介绍8 2.2动臂结构简介8 2.3斗杆结构简介9 第三章 WY270液压挖掘机工作装置的力学分析11 3.1动臂的力学分析11 3.1.1工况11 3.1.2工况15 3.2标准斗杆的力学分析17 3.2.1工况17 3.2.2工况21 3.3变形斗杆的力学分析24 3.3.1工况24 3.3.2工况28 第四章 WY270液压挖掘机工作装置的强度试验和分析31 4.1工作装置的静态强度测试31 4.1.1测试数据处理32 4.2工作装置的强度分析33 4.2.1动臂合件的应力分析34 4.2.2标准斗杆的应力分析36 4.2.3变形斗杆的应力分析38 4.2.4分析结论48 第五章 结论49 参考文献51 致 谢50 外文翻译52 前 言 最近十年来，我国工业技术进入了一个迅速发展的时期。液压传动动作为实现动力传递并加以精确控制的一门自动化技术已广泛的用到各个行业中，液压挖掘机已成为土石方开挖和各种机械化施工中的主要工程机械设备。液压传动技术的高低已经成为衡量一个国家工业发展水平的重要依据之一。 挖掘机是用来开挖土壤的施工机械。它是利用铲斗上的斗齿切削土壤并装入斗内，装满土后提升铲斗并回到卸土地点卸土，然后再使转台回转，铲斗下降到挖掘面，进行下一次挖掘。挖掘机在建筑，筑路，水利，电力，采矿，石油，天然气管道铺设和军事工程中被广泛地采用。挖掘机主要用于主路工程堑壕的开挖，水利工程中开挖沟渠，运河和疏浚河道，在采石矿场，露天开采等工程中剥离和矿石的挖掘，建筑工程中开挖基础等。据统计，工程施工中约60%的土石方是靠挖掘机来完成的。此外，挖掘机更换工作装置后还可进行浇筑，起重，安装，打桩，夯土等作业。 本文主要是在国外液压挖掘机的基础上研究先进的工作装置设计，以提高挖掘机工作效率与经济效益，进而满足现代国内的需求。 第1章 绪 论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。液压挖掘机是由发掘机、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。液压挖掘机一般由工作装置、回转装置和行走装置三大部分组成。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。工作装置是直接完成挖掘任务的装置。它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接而成。动臂起落、斗杆伸缩和铲斗转动都用往复式双作用液压缸控制。为了适应各种不同施工作业的需要，液压挖掘机可以配装多种工作装置，如挖掘、起重、装载、平整、夹钳、推土、冲击锤等多种作业机具。回转与行走装置是液压挖掘机的机体，转台上部设有动力装置和传动系统。发动机是液压挖掘机的动力源，大多采用柴油要在方便的场地， 也可改用电动机。液压传动系统通过液压泵将发动机的动力传递给液压马达、液压缸等执行元件，推动工作装置动作，从而完成各种作业。以工地使用较多的PV-200型液压挖掘机为例。该机采用改进型的开式中心 负荷传感系统（OLSS）。该系统用控制斜盘式变量柱塞泵斜盘角度（输出流量）的方法，减少了发动机的功率输出，从而减少燃油消耗，是一种节能型系统。这种液压系统的特点是：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。目前我国露天矿的开采规模逐渐扩大，为了适应日益增大的矿用汽车铲装的需要，这就需要较大斗容的挖掘机，由于挖掘机愈大，每单位土石方的施工成本愈低，而液压挖掘机较机械式挖掘机有很多优点，但是国内对大型液压正铲挖掘机的研究较少，液压挖掘机工作装置是完成挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到挖掘机的工作性能和可靠性，对其研究是整机开发的基础，对工作装置进行优化，目的在于缩短研究和开发周期，降低产品成本，提高设计质量，本课题的任务就在于此1。 现代化建设速度，在很大程度上取决于各种工程建设速度，而工程机械水平的高低，又直接对工程建设速度发挥着促进或抑制作用。传统研发管理及设计方法只是被动地重复分析产品的性能，而不是主动地设计产品的参数。作为一项设计，不仅要求方案可行、合理，而且应该是某些指标达到最优的理想方案。随着电子计算机的应用，在机械设计领域内，已经可以用现代化的设计方法和手段进行设计，来满足对机械产品提出的要求。利用优化设计方法，人们就可以从众多的设计方案中寻找出最佳设计方案，从而大大提高设计效率和质量。可靠性是我国工程机械的致命弱点，我们要正视差距，增强科研开发力度，提高技术水平，更多地发展具有自主知识产权的高质量产品，进一步促进工程机械的发展1。挖掘机作为一种典型的土石方施工设备，在基础设施建设中起着十分重要的作用，因此加强对挖掘机的研究具有十分重要的意义，随着能源的紧缺和人们对环保意识的增强，节能技术研究成为同行学者关注的焦点没随着人类空间获活动的延伸，以及人类对挖掘机工作环境与功能要求的延伸，在遥控挖掘机和机器人化挖掘机研究方面正进行不懈努力，遥控挖掘机的研究离实用化已经不远，开发智能化的多功能挖掘机并使之成为真正的挖掘机器人还是人们追求的目标。由于挖掘作业中负载变化剧烈，有些学者已经开始将振动挖掘方式运用于减少挖掘阻力，减低功率消耗以及延长机器使用寿命方面的研究。近年来，随着人类对自然的开发，挖掘机也朝着大型化大功率化发展，从而满足人类对大型工程的需求。1）国外产品发展趋势1950 年在意大利生产了第一台液压挖掘机，由于其挖掘能力强、生产率高、通用性好、操纵轻便等特点，在工程建设施工中起着重要的作用。六十年代，随着西方经济的发展，液压挖掘机需求数量急剧上升，但大多数属于中小型液压挖掘机。七十年代开始，随着科学技术的进步和大型水电工程及大型露天矿建设的需要，液压挖掘机向高速、高压、大斗容、大功率发展。随着液压挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高产品的竞争力。国外的一些公司开始研制大型矿用液压挖掘机，其中以德国、法国产品居多。 在液压挖掘机产品功能方面，液压挖掘机工作装置向多功能化的方向发展。当液压挖掘机配置不同的作业装置时，可以用来吊、夹、推、刮、松、挖、装、铣削、拆除、清除和压实等作业，且大都采用快换装置，驾驶员在驾驶室内就可以完成作业装置的更换，一般在2分钟内就可以完成作业装置的更换。工作装置中动臂、斗杆结构变化多样，扩展了主机的使用功能。随着传统型和通用型产品样机减少，一些有特殊构造的、有特色的产品和多功能的产品备受用户的青睐，这些多用途作业装置大大扩展了液压挖掘机的功用，提高了产品的施工适用性。同时也体现了各厂家市场差异化的产品发展战略和各自的技术水平。所以，研究专业性的挖掘机设计理论、方法甚至是专用软件，以便缩短设计周期、提高产品性能和可靠性，快速响应市场和用户的要求。2）国外液压挖掘机设计方法研究现状（1）设计理论和方法研究及应用。国外生产企业在产品的设计和研制过程中，广泛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。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，研制了可靠性处理系统。借助于现代设计理论和方法，缩短了新产品的研发周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，提高其可靠性和耐久性。例如，德国Demag公司的H485型液压挖掘机，0&K公司的RH-400型液压挖掘机，Liebher的8994型液压挖掘机，法国Poclain公司的1000CK型液压挖掘机，都是应用现代设计理论和方法设计的新型机型。 （2）重视实验研究和电子计算机技术的应用。近年来，国外液压挖掘机产量急剧上升，结构逐步完善，在工程建设和施工行业中占有很重要的位置。液压挖掘机迅速发展的根本原因，在于机械本身的优越性，也由于下述几个因素：重视试验研究工作，液压挖掘机的研制除了保证机械技术性能以外，十分重视挖掘机的使用经济性和工作可靠性，研制过程中，进行各种性能试验和可靠性试验，包括构件强度试验、系统试验、操纵试验、耐久性试验等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；重视电子计算机技术的应用，设计制造更轻便的工作装置，而不削弱其强度，其实对挖掘机工作装置的研究已经十分成熟。它的应用加快了新产品的发展速度，使新产品从设计到批量生产的周期缩短到23年左右。 （3）采用新结构和新材料，利用现代设计技术和先进制造技术，仍是保证和提高液压挖掘机性能的一个较重要的途径2。自20世纪80年代以来，国外一些先进商用有限元、多体系统动力学软件进入我国，如ANSYS，ADAMS，MEDYNA，MOCAL，ALGOR等，应用于液压挖掘机的结构分析、仿真和优化。国内对于挖掘机工作装置设计理论与方法的研究可归纳如下： （1）工作装置的运动分析。对工作装置的运动分析，关系到挖掘机的力学分析，是其他分析与设计的基础。文献15利用个人编制的软件对液压小型反铲挖掘机各种静态姿态角度下的理论挖掘力进行了分析与仿真；文献16利用矩阵变换原理对单斗反铲液压挖掘机进行了详尽的阐述；文献17对液压挖掘机反铲工作装置各主要构件进行了运动学和动力学分析，得到了反铲装置各关键点的坐标和实现挖掘力的限制条件；文献18利用拉格朗日第方程对液压挖掘机的工作装置建立了挖掘作业过程中的动力学模型，对其动能、势能和挖掘力进行计算，为分析挖掘作业工作装置所受到的力和运动之间关系、控制作业规划和仿真提供了理论基础。 （2）工作装置的优化。优化设计方法己在我国工程设计领域得到广泛运用。它是建立在近代数学最优化方法和计算机程序之上，解决复杂设计问题的一种有效工具，是计算机辅助设计(CAD)应用中的一个重要方面。它运用到机械设计中，能根据产品的要求，合理地确定和计算各项参数，以其达到最佳设计目标。文献19应用变换矩阵来建立数学模型，编制挖掘机工作装置设计软件对挖掘机工作装置进行快速有效的计算。文献20针对液压挖掘机铲斗连杆机构采用复合形法进行优化求解，并且给出了程序设计的流程框图。文献21提出了利用优化方法分析计算挖掘机在各种工况下的稳定系数和具体解决方法，找出并分析了挖掘机在特定工况下的最不稳定姿态，为挖掘机的稳定性分析提供了理论计算公式和具体分析手段。文献22开发了液压正铲挖掘机工作装置通用分析软件，只能对现有的机型进行分析，没有从原理出发对工作装置参数进行设计，并进行优化。国内太原重型机械学院和浙江大学在这方面做出了突出的贡献，浙江大学1988年开发了一个用于液压挖掘机CAD的大型软件系统，在此基础上于90年代初开发了液压挖掘机的集成化智能CAD系统；此外太原重型机械有限公司研究所利用UG开发计算68m挖掘机的三维仿真软件；徐州工程机械研究所利用I-DEAS软件完成WY20整机、WY20A工作装置的三维实体造型等。但是由于受客观条件的限制，在产品的设计制造中大部分工作还是采用传统的设计方法和理论，虽然采用了优化设计方法，但主要针对国内小型液压反铲挖掘机的设计做了大量工作。 （3）正铲工作装置设计现状。由于矿山条件恶劣，液压挖掘机在矿山没有得到广泛应用，因此国内对液压正铲挖掘机的研究很少，没有形成自己的设计体系。近年来随着液压技术的发展及液压元件质量的提高，大型液压正铲挖掘机在矿山才得到应用，合理地设计工作装置的主要构件是行业发展的需要。 目前研究液压挖掘机工作装置设计的重点在于：提高工作装置结构件的可靠性和耐久性；对工作装置机构进行计算机辅助计算和优化设计，提高挖掘机的挖掘性能，同时使挖掘机设计人员从繁忙的计算中解脱出来。因此，开发一个专业化的工作装置设计的工具软件显得非常必要3。 本文研究的主要内容 本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五部分:(1) 挖掘机工作装置的总体设计。(2) 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。(3) 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。(4) 工作装置主要部件的结构设计。(5) 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型1.1 选题的背景工程机械是实现施工高速度、高质量、低成本、高效益的重要手段。它广泛应用于国民经济各部门，世界各国历来都十分重视工程机械的发展。战后，日、美、法、英和西德等国工程机械年平均增长率分别达到29.1%, 15.9%, 12%, 9%和11.9%，这是各国工业中，其它行业所不及的。我国工程机械行业虽然起步较晚，但发展速度相当快。自60年代初期到70年代中期，已逐步形成了独立的制造体系。改革开放以来，经过“六五”和“七五”的建设和改造，有了突飞猛进的发展，基本形成了一个有一定规模，门类齐全，布局较合理，具有完整生产、科研、教育体系的全国性行业。目前国家继续推进改革开放，把扩大国内需求作为促进经济增长的一项重要措施，为工程机械行业发展提供了极大的机遇。尤其是国家加大基础设施建设投资，明显地拉动了工程机械行业的发展。尤其是对作为工程机械排头兵的液压挖掘机产品，起着积极的推动作用。据挖掘机械协会统计，98年国内厂家液压挖掘机产品销量达到4500台。预计1999年全年挖掘机销售虽达7000 台以上。权威部门预计，2000年后国内市场每年需求挖掘机1.2万1.5万台。1.2 WY270液压挖掘机简介WY270履带式液压挖掘机具有技术性能先进，使用可靠性高，作业适应性强，操作简单灵活，舒适性好等特点，达到了国际九十年代初先进水平。1.2.1 主要技术性能参数 表1-1技术参数型号 WY270整机工作质量(kg) 27000反铲标准斗容（满斗） () 1.1发动机型号 五十铃- CC-6BG1TRA发动机额定功率(kW) 125KW发动机额定转速(r/min) 2050液压系统 双泵双回路全功率变量控制系统额定压力(MPa) 37系统最大流量(L/min) 2x190平台回转速度(r/min) 10.6行驶速度(双级)(km/h) 4.9;2.9爬坡能力() 35接地比压(kPa) 55铲斗最大挖掘力(kN) 120 斗杆最大挖掘力(kN) 116理论生产率(m3/h) 205 表1-2工作范围最大挖掘半径(mm) 10710最大挖掘深度(mm) 7230最大挖掘高度(mm) 9980最大卸载高度(mm) 70701.2.2 主要结构及特点 动力装置动力装置采用五十铃公司CC-6BG1TRA柴油发动机。该机具有重量轻，油耗低，功率大，噪音小，启动性能好，过载能力强等特点。 传动装置回转装置型式2级减速行星齿轮减速齿轮传动比17.002回转马达型号M2X210CHB型式斜轴式固定排量柱栓马达阀型式非背压阀式溢流设定压力在140L/min时，为27.70.3Mpa回转停放制动器型式-多片湿式负压型解除压力-2.25-2.84Mpa行走装置型式-三级减速行星齿轮减速齿轮传动比-70.842行走马达型式-斜轴式变排量柱塞马达行走制动阀型式-背压阀式溢流设定压力-34.8Mpa行走停放制动器型式-多片湿式负压型接触开启压力-0.951.02Mpa将高低二档转换机构、停车闸、制动阀、液压马达、行走减速器及控制机构做成一体；具有结构紧凑，承载能力大，高可靠性，易装配，完全收容等特点。整个机构均被包容在减速机支座和履带之间，防止了泥土的进入及障碍物对泵的损坏，提高了整机的通过性。变量泵可自动调节行走速度，且具有双速功能，使工作更为快捷。行走与回转装置内部均带有常闭摩擦片式制动器，只要操纵杆回到中立位置，油路即被切断，马达立即停止转动，达到制动目的；操作简单，制动可靠。 底盘结构该机底盘采用具有抗扭强度高，稳定性能好的X型焊接结构，它比H型结构增大了行走架的刚度，改善了履带架的应力分布，保持了良好的行走性能；导向轮、托带轮、支重轮采用浮动杯式密封结构，密封可靠，不需经常保养；采用成熟的液压缸弹簧张紧装置来改善行走缓冲性能；下车液压管路均密封在底座内，安全可靠，美观大方。 液压系统及液压元件液压系统主要分为两个油路:主油路和先导油路主油路 电源主泵 控制器 控制阀执行器马达 油缸 工作装置先导油路电源 先导泵控制器先导阀 泵调节器 电磁阀 信号控制阀 动臂电子缓冲电磁阀先导油路操作控制油路 泵控制油路 阀控制油路 回转停放制动器解除油路 行走马达斜盘角控制油路 液压油预热油路 在其上插装有安全阀、过载阀、补油阀、单向阀、逻辑阀、减压底阀，使得结构紧凑，系统安全可靠。液压系统具有全功率和分功率控制机能，使得发动机功率最大限度地得到应用；通过逻辑阀、减压底阀可将压力信号反馈给主泵使其改变斜盘倾角来改变输出流量的大小，实现负流量控制，最大限度地减小发动机的损耗和液压系统的温升；复合动作供油在阀内合流，减少了管路连接；主阀内装有单向节流阀，以防止动臂和斗杆在自重作用下下降速度过快；系统内设有自动控制直线行走阀，行走时高压互通，保证了行走直线性;在伺服回路中安装有高精度压力滤清器，柴油机意外熄火后，工作装置仍能靠回路中的蓄能器的压力放下。第2章 WY270液压挖掘机工作装置介绍液压挖掘机工作装置是完成液压挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到液压挖掘机的工作性能和可靠性。2.1 工作装置结构介绍本机采用最常使用的反铲工作装置，它主要由动臂、斗杆、铲斗以及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成。其结构如图2-1所示。1铲斗 2铲斗油缸 3斗杆 4斗杆油缸 5动臂 6动臂油缸图2-1 WY270液压挖掘机的工作装置动臂、斗杆和铲斗均是采用高强度钢板焊接而成的箱形结构，重量轻、强度高。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臂油缸支撑。油缸作伸缩运动，动臂则作升降运动。斗杆端铰接在动臂的头部，另一端铰接着铲斗和摇杆。斗杆的回缩或伸出靠铰接在动臂上的斗杆油缸的伸缩来控制。铲斗铰接在斗杆的末端，用铰接在斗杆上的铲斗油缸经摇杆控制，摇杆的作用是使铲斗的转角加大。油缸伸缩，铲斗则进行挖掘和卸载。工作装置的升降可以单独进行，亦可以和转台回转同时进行，以缩短挖掘周期，加快工作速度。通常从挖掘位置到卸载位置，或从卸载位置返回挖掘位置均采用回转和动臂升降同时进行。工作装置的各个销轴采用合金钢制造，经渗碳淬火处理，强度较高。且各个铰点都设有油杯，用油枪注入润滑脂润滑。工作装置各铰接处均设有限位块，以减少对油缸的冲击。斗齿部分由齿座和斗齿组成。斗齿套在齿座上用弹性销固定，斗齿磨损后可以更换。2.2 动臂结构简介WY270动臂的结构如图2-2所示。1-上盖板 2-吊耳 3-下盖板 4-左右侧板 5-肋板 6-前叉板 7-中轴座 8-后轴座 9-斗杆油缸联结座图2-2 WY270动臂结构简图动臂的整体式弯臂采用大圆弧过度以减少该处的应力集中，结构简单、重量轻。动臂的主体框架是由上盖板、下盖板、左侧板、右侧板焊接而成的箱形结构。上、下盖板均由前、后两块板拼焊而成，每块板都采用厚度为14mm的16Mn钢板，焊接形式为“45斜线”焊缝。左、右侧板分别由前、中、后三块钢板拼焊而成。前、后板都采用厚度为12mm的16Mn钢板，中侧板采用厚度为14mm的16Mn钢板。侧板间的焊接形式为斜线焊缝。动臂与转台、斗杆联接的轴座均用ZG270- 500材料铸造而成；与动臂油缸联接的轴座也是用ZG270-500材料铸造而成，在轴座四周焊有四块筋板以提高强度。上述轴座分别与箱形框架焊接成为动臂。在框架的不同位置还焊有六块筋板以提高强度。在动臂上平面的前、后部各焊有两个吊耳，以便装配和拆卸时起吊用。斗杆油缸的联接座焊在箱形框架上。2.3 斗杆结构简介WY270斗杆的结构如图2-3所示。斗杆的主体框架是由上盖板、下盖板、左侧板、右侧板各一块焊接而成的箱形结构。每块板均是厚度为10mm的16Mn钢板。与动臂联接的轴座采用ZG270-500材料铸造而成，在圆周上焊有两块筋板以提高强度。与铲斗、连杆联接的轴座均由35钢管加工而成。各轴座分别与箱形框架焊合而成斗杆。在框架的不同位置还焊有三块筋板以提高强度。斗杆油缸、铲斗油缸的联接座均焊在箱形框架上。1- 上盖板 2-铲斗油缸联结座 3-斗杆油缸联结座 4-肋板 5-动臂联结座 6-左右侧板 7-下盖板 8-连杆联结座 9-铲斗联结座第3章 WY270液压挖掘机工作装置的力学分析3.1 动臂的力学分析反铲装置动臂的强度计算应按挖掘工作中对动臂可能出现的最大载荷来选定计算位置。一般可采用以下计算位置:3.1.1 工况:a)、动臂位于最低(动臂油缸全收缩);b)、斗齿尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点三点位于垂直线上;c)、铲斗挖掘，斗边齿遇障碍时。如图3-1所示。这时，工作装置上的作用力有:工作装置各部分的重量(动臂重G1,，斗杆重G2，铲斗重G3)和作用于斗侧齿上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和侧向力)。各液压油缸的工作状态为:铲斗油缸以F3力工作，斗杆油缸承受被动作用力F2，动臂油缸承受闭锁力。铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力，由回转机构的制动器承受。此力的最大值决定于回转平台的制动力矩。其值为:式中: - 回转制动器可承受的最大力矩;r - 横向阻力距回转中心的距离.WY22LC液压挖掘机所选用的回转制动器型号为:KG08，其=89.06kN.m , r=4518.5mm。则:kNL1=2180 L2=4042 L3=4361 L4=1460 L5=2925 L6=851S0=8456 S1=452 S2=612 S3=3935 S4=505 S6=106S7=415 S8=612 r=4518.5 G1=1579kg G2=935kgG3=733kg =37.5 =8.5 图3-1 动臂计算位置一取工作装置为隔离体，对动臂底部铰点C取力矩平衡有:求得B点的侧向力 kN则C点的侧向力 kN取斗杆为隔离体，按对铰点D的力矩平衡方程求得F点的侧向力 kN则M点的侧向力 kN铲斗挖掘时，铲斗油缸工作力凡所能克服的切向阻力FW1,，可取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸所产生的挖掘力其中铲斗油缸工作力式中： -最大工作压力; p=30 MPa -铲斗油缸大腔面积; =由此可以得出 =368 kN，及F=129.04 kN。法向阻力FW2决定于动臂油缸的闭锁力。可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得式中为动臂油缸的闭锁力。=其中 - 过载压力; =34MPa-动臂油缸大腔面积; =由此可得: =442kN,及=-182kN,说明值不能实现.计算时只能取=523kN代入得=102.48 kN。将代入得=-125kN0。说明值仍不能实现。所以只能取=0 再代入得=44.3 kN然后将代入此时得到 =223.2kN 说明FWZ值不能实现。计算时只能取=523 kN ,代入然后联立方程求解得: kN kN再将值代入求解得： kN建立如图3-2所示坐标系，则：B点的受力分解为 kN kN kN M点的受力分解为 kN kN kN3.2 标准斗杆的力学分析反铲装置的斗杆强度主要为弯矩所控制，故其计算位置可根据反铲工作中挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩来确定。根据斗杆工作情况的分析和试验说明，斗杆危险断面最大应力发生在采用铲斗挖掘的工况下。其计算位置可按以下条件确定:3.2.1工况I:a)、动臂位于最低(动臂油缸全收缩);b)、斗杆位于斗杆油缸作用力臂最大处(斗杆油缸与斗杆尾部轴线夹角为90时);c)、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;d)、侧齿遇障碍，作用有横向阻力。如图4-4所示。这时，工作装置上的作用力有:工作装置各部分的重量(动臂重G1,，斗杆重G2，铲斗重G3)和作用于斗侧齿上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和侧向力)。横向挖掘阻力kN取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程 求得D点侧向力 kN则F点侧向力 kN取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得H点侧向力 kN则Q点的侧向力 kN取斗杆(不含铲斗)为隔离体，按对铰点N的力矩平衡方程求得E点侧向力 kNL1=2456 L2=4154 L3=2957 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5219S1=92 S2=614 S3=6037 S4=512 S5=1074 S6=153 S7=400S8=514 r=2732 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg =51.8 68.61.9 72.4 图34 斗杆计算位置一由受力平衡方程求得N点侧向力 kN铲斗挖掘时，铲斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸所产生的挖掘力由=368 kN，得出=121.4 kN。法向阻力决定于动臂油缸的闭锁力。可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得由= 442 kN，得出=-44.4 kN0。这说明值不能实现，即铲斗油缸不能发挥全部作用力。所以计算时只能取=0 再代入得 =70.1 kN将值代入可得 kN。取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得斗杆油缸的作用力(被动状态下)即：=241.8 kN=523 kN。然后取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得即：=254.2 kN取摇杆为隔离体，作用力有:铲斗油缸作用力及。可求出N点作用力得 kN。建立如图3-5所示的坐标系，则:图3-5D点受力可分解为 kN kN kNE点受力可分解为 kN kN kNN点受力可分解为 kNkN kN3.2.2 工况:a)、动臂位于动臂油缸作用力臂最大处；b)、斗杆位于斗杆油缸作用力臂最大处(斗杆油缸与斗杆尾部轴线夹角为90时)；c)、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；d)、进行正常挖掘，即挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力。如图3-6所示。这时，工作装置上的作用力有:工作装置各部分的重量(动臂重G1，斗杆重G2，铲斗重G3)和作用于斗侧齿上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力)。L1=2763 L2=6037 L3=6462 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5244S1=420 S2=614 S3=5551 S4=512 S5=808 S6=307 S7=400S8=870 r=6825 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg =51.8 68.61.9 72.4 图3-6 斗杆计算位置二铲斗挖掘时，铲斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸所产生的挖掘力由=368 kN，得出=123.1 kN。法向阻力决定于动臂油缸的闭锁力。可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得由= 442 kN，得出=-21.7 kN0。这说明值不能实现，即铲斗油缸不能发挥全部作用力。所以计算时只能取=0 再代入得=100.1 kN将值代入可得 kN。取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得斗杆油缸的作用力(被动状态下)即：=394.8 kN=523 kN。然后取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得即：=357.5kN取摇杆为隔离体，作用力有:铲斗油缸作用力及。可求出N点作用力得 kN。建立如图3-5所示的坐标系，则:D点受力可分解为 kN kN kNE点受力可分解为 kN kN kNN点受力可分解为 kN kN kN3.3 变型斗杆的力学分析变型斗杆的计算位置按以下条件确定:3.3.1 工况I:a)、动臂位于最低(动臂油缸全收缩)；b)、斗杆位于斗杆油缸作用力臂最大处(斗杆油缸与斗杆尾部轴线夹角为90时)；c)、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；d)、侧齿遇障碍，作用有横向阻力。如图3-7所示。则：横向挖掘阻力 kN取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得D点侧向力 kN则F点侧向力 kN取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得H点侧向力kNL1=2360 L2=3900 L3=2591 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5963S1=77 S2=641 S3=5409 S4=513 S5=1417 S6=103 S7=411S8=616 r=2378 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg =51.8 68.61.3 72.4 图3-7 加长斗杆计算位置则Q点的侧向力 kN取斗杆(不含铲斗)为隔离体，按对铰点N的力矩平衡方程求得E点侧向力 kN由受力平衡方程求得N点侧向力 kN铲斗挖掘时，铲斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸所产生的挖掘力由=368 kN，得出=129.8KkN。法向阻力决定于动臂油缸的闭锁力。可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得由= 442 kN，得出=-75.6 kN0。这说明值不能实现，即铲斗油缸不能发挥全部作用力。所以计算时只能取=0 再代入得 =61.2 kN。将值代入可得 kN。取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得斗杆油缸的作用力(被动状态下)即：=250.5 kN=523 kN。然后取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得即：=216 kN取摇杆为隔离体，作用力有:铲斗油缸作用力及。可求出N点作用力得 kN。建立如图3-5所示的坐标系，则:D点受力可分解为 kN kN kNE点受力可分解为 kN kN kNN点受力可分解为 kN kN kN图3-83.3.2 工况:a)、动臂位于动臂油缸作用力臂最大处；b)、斗杆位于斗杆油缸作用力臂最大处(斗杆油缸与斗杆尾部轴线夹角为90时)；c)、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；d)、进行正常挖掘，即挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力。如图3-9所示。L1=2808 L2=6024 L3=6585 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5973S1=459 S2=641 S3=5523 S4=513 S5=975 S6=316 S7=411S8=868 r=5913 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg =51.8 68.61.3 72.4 图3-9 加长斗杆工作位置二铲斗挖掘时，铲斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸所产生的挖掘力由=368 kN，得出=131.7 kN。法向阻力决定于动臂油缸的闭锁力。可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得由= 442 kN，得出=-46 kN0。这说明值不能实现，即铲斗油缸不能发挥全部作用力。所以计算时只能取=0 再代入得 =89.2 kN将值代入可得 kN。取斗杆为隔离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得斗杆油缸的作用力(被动状态下)即：=371.4 kN=523 kN。然后取铲斗为隔离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得 即：=308.7 kN。取摇杆为隔离体，作用力有:铲斗油缸作用力及。可求出N点作用力得 kN。建立如图3-5所示的坐标系，则:D点受力可分解为 kN kN kNE点受力可分解为 kN kN kNN点受力可分解为 kN kN kN第四章 WY270液压挖掘机工作装置的强度试验及分析4.1 工作装置的静态强度测试 对WY270型挖掘机进行强度试验，其强度试验结果如下： 分别依照各自的计算工况，对动臂和斗杆进行测试。 图4-14.1.1 测试数据处理 对于沿棱边布置的应变片，由于没有外力的直接作用而处于单向应力状态。因而所测到的应变就是主应变，其单向主应力按式（4-1）计算。 （4-1）对于其它测点，由于主应力方向未知，采用直角应变花测得应变花三个单片的应变值，再通过式（4-2）计算得到主应力值。 （4-2）最后按式（4-3）计算当量应力。 （4-3）1- 电桥 2-放大器 3-相位检波器 4-滤波器 5-稳压电源 6-振荡器图 4-34.2 工作装置的强度分析用力学计算结果和实验数据进行比较可知：除测点4处两者的误差超过15之外，其它各点的误差指均较小，两者基本吻合。误差较大的原因是这些点均处在结构复杂的区域，该区域是焊接的热影响区，另外对结构的简化也有些粗糙。并且由于试验条件的限制，试验时机器状况与计算工况的要求也存在差异。这说明力学分析的结果是可行的，其误差在可接受的范围内。4.2.1 动臂合件的应力分析试验结果对应位置的节点力学计算结果见表4-1。结构件测点号静态测试值(MPa)计算值（MPa）第工况第工况第工况第工况斗杆164.879.561.176.2228.141.231.343.93-201.4-258.7-208.9-264.2421.330.218.025.4动臂575.662.977.164.2697.388.492.583.17-108.3-117.2-115.6-123.68130.1132.7133.8140.19-31.8-22.6-33.2-24.71057.636.562.438.51135.541.437.444.11256.867.759.071.2表 4-1由两工况下动臂合件的计算结果可以看出，各零件的应力变化趋势在两种工况下是一致的。图4-4中的横坐标表示单元由动臂的后轴座到前叉板的单元号，纵坐标是单元的应力值。图4-4 动臂合件的单元应力曲线1一侧板的单元应力变化曲线2一上盖板的单元应力变化曲线3一下盖板的单元应力变化曲线由应力曲线看出：后轴座附近的单元应力值最大，工况下上盖板的单元最大应力值为180.4 MPa，下盖板的单元最大应力值为217.5 MPa，侧板的单元最大应力值为284.9 MPa。工况下上盖板的单元最大应力值为136.8 MPa，下盖板的单元最大应力值为162.3 MPa，侧板的单元最大应力值为222.9 MPa。这是由于后轴座是整个工作装置与平台的联接部件，是整个工作装置作业的主要支撑点，因此该部位所受载荷比较大。由于该区域又是焊接的热影响区，因此更容易发生损坏，从已经出现的动臂的损坏情况来看，大部分焊缝从该区域开焊。第二个应力高峰值位于中轴座附近，工况下此处上盖板的单元最大应力值为120.2MPa，下盖板的单元最大应力值为137.6MPa,侧板的单元址大应力值为146.7MPa。工况下此处上盖板的单元最大应力值为132.1MPa,下盖板的单元最大应力值为144.5MPa，侧板的单元最大应力值为159.6MPa。这是由于中轴座是动臂油缸的上铰点，是集中力作用处。而且它与斗杆油缸联接座相距不远，是动臂合件中结构最复杂的地方。因此这也是容易发生损坏的部位之一。另外，工况下中轴座周围的最大应力值为84.7MPa，斗杆油缸联接座周围的最大应力位为78.5MPa,前叉板的联接孔周围的最大应力值为197MPa。工况下中轴座周围的最大应力值为117.5MPa，斗杆油缸联接座周围的最大应力值为166.9MPa,前又板的联接孔周围的最大应力值173.1MPa。可见各联接部位也是应力较大的地方。4.2.2 标准斗杆的应力分析由两种工况下标准斗杆的力学计算结果可以看出，各零件的应力变化趋势在两种工况下是一致的。图4-5中的曲线的横坐标表示单元由标准斗杆的动臂联接座到铲斗联接座的单元号，纵坐标是单元的应力值。由应力曲线看出:动臂联接座周围的单元应力值最大，工况下上盖板的单元最大应力值为228.4MPa，下盖板的单元最大应力值为142.6MPa，侧板的单元最大应力值为235.8MPa。工况下上盖板的单元最大应力值为304.0MPa，下盖板的单元最大应力值为203.5MPa，侧板的单元最大应力值为339.1MPa。这是由于动臂联接座是斗杆合件与动臂合件的联接部件，是斗杆作业的主要支撑点，因此该部位所受载荷比较大。由于该区域又是焊接的热影响区，因此最容易发生损坏，从已出现的斗杆的损坏情况来看，大部分焊缝从该区域开焊。上盖板的最大应力点位于动臂联接座的正上方，此处正是一筋板的图4-5 标准斗杆的单元应力曲线1一侧板的单元应力变化曲线2一上盖板的单元应力变化曲线3一下盖板的单元应力变化曲线焊接位置，说明该板的设计是合理的。在动臂联接座与下盖板的最大应力点之间也焊有一筋板，这也是很必要的。还可以看出斗杆的后半部分比前半部分的应力值大得多，这主要是由于斗杆油缸上铰点和铲斗油缸下铰点都在后半部分，从而与动臂联接座形成三角区，该区域承受载荷比较大的缘故。另外工况下标准斗杆的应力值偏大，其最大应力值达到339.1MPa，与材料16Mn的屈服极限S=350MPa相差不远。虽然实际作业情况由于整机的工作稳定性、整机与地面的附着力、作业对象的阻力及其它因素如停机
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号