WY6液压挖掘机的整机设计【含CAD图纸、说明书开题报告】
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WY6液压挖掘机的整机设计摘 要液压挖掘机是工程机械的主要机种。本文着重于液压挖掘机整机设计,即整机参数的计算,整机稳定性计算,整机重心计算,底盘的设计以及履带行走装置的设计。设计思路是从挖掘机总体以及各部分的工作性能和动作要求入手,并以国内的质量和技术性能接近设计要求的挖掘机为基础,研究国外的先进机型,开发出自己的整套液压挖掘机。设计图纸采用AutoCAD 绘制和手工绘制,经过认真地设计计算,查找资料撰写设计论文。本液压挖掘机的优点是伺服系统采用先导阀控制,操纵轻便,控制准确。除具有挖掘装卸的功能外,还可以根据需要加装不同的辅助设备,来进行抓物,钻孔,推土,清沟,破碎等作业。平台可360回转,性能可靠,操纵工人劳动强度改善,可广泛应用于建筑,市政,供水,供气,供电,农林及园艺建设等工程。关键词:液压挖掘机,整机,稳定性,底盘,许用应力,履带行走装置WY6 THE DESIGN OF HYDRAULIC EXCAVATOR MACHINE SUMMARYHydraulic excavator is a main model of the Engineering machine. This text puts great emphasis on to design the whole hydraulic excavator. That is to decide parameter of the whole machine, to compute stability, the barycenter of the whole machine, to design chassis and pedrail tread equipment. The way to solve the task is on the basis of the function of the whole and every part of the excavator. And we choose the domestic excavator whose quality and character is the most similar to our request as the basic type, further study the overseas advanced type. Then I designed the projects of the whole hydraulic excavator. All the drawings are drawn using the Auto CAD or handicraft. After the serious designing, calculating and consulting I wrote this thesis.The strongpoint of this hydraulic excavator is using servo forerunner control system. It has beautiful sculpt. With the capacity of excavating, grappling, drilling, pushing, clearing channel and crashing etc. Have a 360 swinging platform, good quality, comfortably controlled. Be widely used in construction, supplying and city planning.KEY WORDS: Hydraulic excavator, Complete machine, Stablity, Chassis Allowable stress, Crawler device.II 目 录前 言. .1 1本课题的目的和意义.1 2本设计研究的主要内容.1 3本课题的技术难题和解决方法.2第1章 挖掘机简介.31.1国内外小型挖掘机的发展情况.3 1.1.1国内小型挖掘机的发展情况.31.1.2国外小型挖掘机目前发展水平和方向.31.2挖掘机的结构与工作原理.51.2.1液压挖掘机的基本组成.51.2.2液压挖掘机的工作原理.51.3小结.6第2章 液压挖掘机的整机设计.72.1液压挖掘机主要参数的确定.72.1.1整机主要参数.72.1.2液压系统的主要参数.72.1.3功率的计算.72.1.4转速及回转力矩的计算.82.1.5牵引力的计算.92.1.6行走速度的计算.102.1.7接地比压计算.102.1.8转向时阻力计算.102.1.9回转制动时齿轮圆周力计算.112.2整机稳定性计算.112.2.1初定配重.112.2.2挖掘机稳定力矩和倾翻力矩计算.122.2.3自身稳定性.192.2.4行驶稳定性.202.2.5误操作时的稳定性.232.2.6拆除工作装置时的稳定性.252.3整机的重心计算.252.4小结.26第3章 底盘的计算.273.1底盘数据概述.273.2底盘强度计算.293.2.1底盘车架的尺寸.293.2.2底架强度计算.303.3许用力的选取.323.4小结.32第4章 履带行走装置的计算.334.1压马达的输出扭矩和转速.334.2 挖掘机的行走速度和牵引力.344.3 挖掘机爬坡度计算.364.4 行走下坡制动力计算.364.5 弹簧张紧装置计算.374.6 小结.38结论.39谢辞.40参考文献.41外文翻译资料.4251前 言1.本课题的目的和意义小型多功能液压挖掘机(以后简称小挖)通常指标准斗容在0.25m3以下,或指机重在8T以内的挖掘机产品,产品归类为小型工程机械,在世界工程机械市场,属销量最大的工程机械产品之一。其主要适用场合为公路养护、园林绿化、小区建设、市政工程及农田建设等。小挖机动能力强、体积小,适合于各种土方量分散、作业范围狭窄的工况。路养护已经常规化,园林绿化有序进行,小区建设工程渐增,市政工程不断升级,农田建设正趋向机械化,小挖的应用优势恰得其所地得以发挥。它与挖斗、推土铲、液压破碎锤等多种作业装置配套使用后,具有挖掘、装载、清沟、破碎等多种功能。小型无尾液压挖掘机的尾部长度为零,可以在狭窄地段方便的作业。受施工场地限制较少,在建筑物间、城市道路、园林绿化、挖掘沟槽等小型土方施工中比大中型挖掘机更有优势,即使在仅靠墙根时也能方便的进行回转和挖掘,与大型挖掘机相比,小型挖掘机设备的购买投入较少,使用成本相对较低。由于我国目前正处于全面开展基础设施建设阶段,沿海地区正趋于基础建设逐步完善阶段,小挖应用的市场环境日益扩展并呈现可以预见的强劲后市,此时对小挖进行一些理论联系实际的研究显然具有重要的现实意义和长远的指导意义。挖掘机的动力、底盘、和主工作装置设计的好坏很大程度上决定着挖掘机的整体性能,本课题在这些方面进行了研究。此外,为了适应挖掘机多功能化的需要,本课题还进行了附属推土铲的设计。本文设计的液压挖掘机正是基于以上目的,设计出符合生产需求的小型液压挖掘机。2.本设计研究的主要内容本次所设计的挖掘机为无尾式小型液压挖掘机。设计的内容为总体设计,主要包括主工作臂的设计和底盘行走系统的设计。总体设计的优劣决定了其它零部件设计的质量,也决定了整机的性能。合理的、全面的总体设计是整个设计任务顺利完成的保证。因此,对整体设计必须从一个更高的层次出发,对整体设计必须提出更高的要求。总体设计主要是对小型无尾液压挖掘机进行深入地分析,并提出切实可行的方案,对整体参数、整体布局、整体结构、整机系统及其主要零部件进行设计计算,最后再将其建模装配。在整体设计中,主工作装置的设计、底盘行走系统的设计是最重要的,也是整机设计的关键所在。因为对于整个挖掘机而言,主工作装置和底盘行走系是整个机器工作的前提和保证,它将决定整个机器的性能和质量。主工作装置的设计必须考虑全面,比如外形尺寸、形状、铰点布置、工作过程中不能相互干涉、强度、刚度等等。而对于底盘行走系统,履带式比轮式更加稳定,转弯半径更小,接地比压更大,附着性能更好,结构布置更加紧凑,执行操作更加方便。此次设计的主工作装置主要采用反铲装置,动臂部分主要采用整体式弯动臂,这样有利于得到较大的挖掘深度。斗杆部分主要采用整体式直动斗杆;铲斗部分采用道侧齿的铲斗。底盘行走系采用履带式行走底盘,在设计底盘过程中尽量采用标准件,以便更换方便。3.本课题的技术难点及主要手段对于挖掘机的整体设计,其难点是主工作装置和底盘行走系的设计。主工作装置是整个机器的工作部分,它直接影响到整机的工作性能。它主要由动臂、斗杆、动臂液压缸、斗杆液压缸、铲斗液压缸组成。对于动臂、斗杆和铲斗的外形尺寸、形状、空间结构布局,主要是根据CASE系列及山河智能无尾式小型液压挖掘机类比来确定,最后经计算证明其设计也基本上满足要求,能够实现预期目标。底盘行走系是整个机械机体的支撑,它设计的好坏直接影响到整机的稳定性能和行使性能。对于底盘行走系,主要是由“四轮一带”、履带架和X型机架组成。我们经过现场调研后决定采用全液压挖掘机的底盘,即全液压驱动、转向和制动。全液压可以使其工作更方便,操作也更方便,还可以快捷顺利地实现无级变速。第一章 挖掘机的简介1.1国内外小型挖掘机的发展情况1.1.1国内小型挖掘机的发展现状国内挖掘机市场比装载机等工程机械起步晚,小挖则更晚。尽管近几年小挖在国内市场的发展速度很快,主要生产厂家已近20余家,市场销量增长率很高,但仍处于启动阶段。在国内小挖生产企业中,以广西玉柴为首,山河智能、江西南特、山东临挖、杭州军联等企业组成的中国小挖团队已经出具规模。国内小挖目前已形成1.5T至8T全系列产品,并占有国内市场的主要份额,且略有出口。国内小挖目前的整体技术水平处于国际二十世纪八十年代末九十年代初水平,与国外先进技术的差距主要体现在整机匹配、微操作性能、维修性、可靠性及外观质量上。现阶段我国的挖掘机仍处于仿制阶段,缺乏自主开发能力和发掘自身优势的意识。目前国产品牌的优势仍主要建立在价格优势和服务优势上,技术上还无法与国际先进水平相提并论。未来的发展将在很长一段时间内受制于两大主要配件,一是动力,二是液压件。国产动力要抗衡进口动力尚需时日,而国产液压件取代进口液压件更需巨大努力。1.1.2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、日本是斗容量3.5-40 m3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。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。为满足市政建设和农田建设的需要,国外发展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘机,最小的斗容量仅在0.01 m3。另外,数量最多的中、小型挖掘机趋向于一机多能,配备了多种工作装置除正铲、反铲外,还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等,以满足各种施工的需要。与此同时,发展专门用途的特种挖掘机,如低比压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。(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控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵,利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合,实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切,挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。(3)重视采用新技术、新工艺、新结构,加快标准化、系列化、通用化发展速度。例如,德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置,使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作;美国林肯贝尔特公司新C系列LS-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统,可自动调节流量,避免了驱动功率的浪费。还安装了CAPS(计算机辅助功率系统),提高挖掘机的作业功率,更好地发挥液压系统的功能。(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的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序,研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下,借助于大量试验,缩短了新产品的研究周期,加速了液压挖掘机更新换代的进程,并提高其可靠性和耐久性。例如,液压挖掘机的运转率达到85%-95%,使用寿命超过1万小时。(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。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中,压力减小时和增大流量来裣,使液压泵功率保持恒定,亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率。当外阻力增大时则减少流量(降低速度),使挖掘力成倍增长率加;采用三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动。实现与回转达机械的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通,成为开式回路第二个独立的快速成运动。此外,液压技术在挖掘机上普遍使用,为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。(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,为了节省能源消耗和减少对环境的污染,使挖掘机的操作轻便和安全作业,降低挖掘机口音,改善驾驶员工作条件,逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高,促使了机电一体化在挖掘机上的应用,并使其各种性能有了质的飞跃。20世纪80年代,以微电子技术为核心的高新技术,特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用,推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广,并已成为挖掘机现代化的重要标志,亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。总之,国外小挖目前水平与发展动向国外小挖目前水平完全可以称之为渐趋完美、渐入佳境,其功能的可靠性,操作的流畅性和舒适性不必详述,即使其驾驶室内的美观与质感也几可与国产轿车蓖美。国外小挖目前的发展动向主要体现在:以一机多能为目标的多功能化;以提高操作性能为目标的智能化;以节能为目标的功率模式控制;以动态设计分析为基础的可靠性设计;以人为本的驾驶室设计;基于微电子技术的自动监控系统的发展。1.2挖掘机的结构与工作原理1.2.1 液压挖掘机的基本组成液压挖掘机主要由发动机、液压系统、工作装置、回转装置、行走装置和电气控制等部分组成。从外观上看挖掘机由工作装置,上部转台,行走机构三部分组成。 1.2.2 液压挖掘机的工作原理在设计之初必须明确设计的基本工作原理。对于一般的工程机械来说,都必须包括动力系统、传动系统、底盘行走系统、操作控制系统和执行系统这五大基本系统(见图1-1所示)。动力系统主要采用的是柴油发动机,其原因是由于它具有燃料经济性好、工作可靠、功率大、排气污染小等一系列优点;工程机械的传动系统主要类型包括机械传动、液力机械传动、液压传动和电传动等四种形式;底盘行走系统主要有轮式和履带式两种类型,此外还有步履带式行走机构等。操纵控制系统一般包括底盘操纵系统和工作装置操纵系统两个部分;执行系统主要包括各种类型的工作装置和机构,其类型多种多样。只要确定了这五大基本系统,就可以确定基本的设计方案。地面条件工作介质执行系统(工作装置)行走系统传动系统动力系统(发动机)操作控制系统操作指令图1-1机械工程系统图1.3 小结 通过对挖掘机的整体分析和了解,使我们对挖掘机的整体有了大概的了解以及学习,为接下来的整机参数的设计,整机稳定性的计算,底盘的设计以及履带行走装置的有了初步的思路,从而更好的完善挖掘机整体性能有了初步的基础!第二章 液压挖掘机的整机设计 2.1 液压挖掘机主要参数的确定2.1.1 整机主要参数整机使用质量 发动机额定功率 发动机额定转速 斗容 2.1.2 液压系统主要参数系统压力 系统流量 系统压力 工作装置系统流量 回转系统压力 回转系统流量 伺服系统压力伺服系统流量2.1.3 功率计算选用康明斯发动机(日本产)功率为工作装置油泵排量 回转装置油泵排量 先导操纵油泵排量 (起调压力 额定压力) 泵所需功率 机械效率 (公式-1)工作装置功率: 回转装置功率:伺服装置功率:风扇直径,消耗功率,发电机消耗功率,飞轮输出功率为发动机功率储备系数为:发动机功率储备系数合适2.1.4 转速度及回转力矩计算回转装置A、B口的流量为 转支承传动比 回转马达排量 回转装置减速比 回转平台转速 转/分 回转装置在压力下,输出扭矩为: (2-1)压力差回转起动力矩: M平台 地面附着力矩: 地面附着系数 取整机质量 取吨根据计算回转时地面附着力矩满足要求。根据经验公式计算平台回转起动力矩 (公式-2) (2-2) G-整机质量 取吨2.1.5 牵引力计算一挡工况:马达的输出转矩: (2-3)驱动装置的输出转矩: (2-4)单边牵引力: (2-5)式中:R驱动轮半径一挡牵引力:取地面附着力: 二挡工况:马达的输出转矩: (2-6)驱动装置的输出转矩: (2-7)单边牵引力: 二挡牵引力: 附着力发挥为F总/ F附: 行走速度计算行走装置(马达、减速机)马达排量两挡 减速机传动比驱动轮转速: (2-8) (2-9)2.1.6 行走速度计算 行走速度: (公式-3) (2-10)式中 驱动轮转速t 链轨节距 z 驱动轮齿数 (2-11) (2-12)2.1.7 接地比压计算接地面积: 平均接地比压: (公式-4) (2-13)2.1.8 转向时阻力计算 (公式-5)a履带动力阻力系数取0.12u履带与地面的摩擦系数取0.7L轮距 1990mm S轨距 1520mm G整机质量5600kg二挡牵引力可以转向2.1.9 回转制动时齿轮圆周力计算1、首选验算回转制动时地面附着力矩是否够履带式挖掘机对地面的附着力矩 (公式-6) (2-14)履带对地面的附着系数0.5机重2、转台的制动力矩回转制动时附着力满足要求。3、制动时回转减速机输出齿轮转矩 (2-15)制动时圆周力P (公式-7) (2-16)选用Is-616回转支承 内齿模数,其额定圆周力 故齿轮强度安全。2.2整机稳定性计算挖掘机的稳定性包括作业稳定性和自身稳定性。为使机器外形尺寸较小,充分发挥挖掘力,为此在挖掘机转台后部设有平衡重10(俗称配重)。2.2.1 初定配重(表2-1)挖掘机停在水平地面上,斗杆和铲斗液压缸全伸出,空斗,斗底离地高约1m,转台上部各部件和工作装置的重心应当平衡,即各部件对回转中心力矩之和为零。(上部重心通过回转中心) 表2-1各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 下车重G下=2400kgr下=0mm动臂重G臂=300kgr=2129mm转台重量(不含配重和工作装置)连杆重G连=28kgr=2540mmG上=2300kgr上=890mm斗杆重G杆=120kgr=3320mmG配r配=1484mm摇杆重G摇=28kgr=2651mm铲斗重G斗=120kgr=2550mm动臂缸1只G1=126kgr1=1450zmm斗杆缸1G2=120kgr2=3400mm铲斗缸1只G3=98kgr3=3340mm (公式-8) (2-17)不计下车重量 (公式-9) (2-18)2.2.2 挖掘机采用单排球四点接触式回转支承,通过回转支承将上下车连成一体,下车的重量也参与平衡11。工作装置和履带垂直,倾翻点为支重轮中心A点(图2-1)。挖掘机各构件(包括下车及工作装置)重心至A点的距离为r(图2-1未表示出,计算时,在A的左侧加760,右侧减760)选取配重为G配=240kg表2-2 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻G配=240 kgr配=1484mmG臂=300kgr臂=1369mmG上=2300kgr上=890mmG连=28kgr连=1780mmG下=2400kgr下=760mmr斗=1790mmr杆 =2560mmG摇=28kgr摇=1891mmG斗=120kgG1=126kgr1=690mmG2=120kgr2=2640mmG3=98kgr3=2580mmM稳=4227160kgfmmM翻= 1692068kgfmm 图2-1作业稳定性1.挖掘状态工况(图2-2)挖掘机停在水平地面上,工作装置与履带平行,斗杆与地面垂直,斗齿尖在停机面以下500mm处;用铲斗缸挖掘,风从后面来,倾翻点为履带前方引导轮中心12。图2-2 挖掘状态(1)求挖掘力(图2-3)铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离 R=952mm 铲斗缸直径85mm,油压力 图2-3 铲斗Pmax=210bar (扣除压力损失) 取液压缸效率=0.98 铲斗缸最大推力 (2-19) (2)铲斗级松土重324kg (3)系统压力Pmax=210bar 表2-3 各部件重量和与回转中心的距离稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G配=240 kgr配=1484mmG臂=300kg r臂=1069mmG上=2300kgr上=1885mmG连=28kg r连=2985mmG下=2400kgr下=995mm G杆=120kg r杆=2890zmmG摇=28kg r摇=2995mmG斗=120kg r斗=2522mmG1=126kgr1=400mmG2=120kgr2=2058mmG3=98kg r3=3102mmW切=3377kgr切=920mmG径=675.4kgr径=300mmG风=87.5kg r=1256.5mmG铲=200kgr铲=400mmM稳=7079660kgfmmM翻=5158339.75kgfmm 图2-4 挖掘状态2.挖掘状态工况(2)(图2-4)挖掘机停在水平地面上,工作装置与履带平行,斗杆与地面垂直,挖掘至最大深度(3890),风从前面来,倾翻点在履带前方推土铲B点;这时配重成为稳定载荷。 求挖掘力-铲斗缸挖掘(图2-5) 图2-5 铲斗缸 (公式-10) (2-20) (2-21)表2-4 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻G上=2300kgr上=3032mmG臂=300kgr臂=550mmG下=2400kgr下=2142mmG连=28kgr连=2521mmG配=240 kgr配=3106mmG杆=120kgr杆=2291mmG产=200 kgr产 =200mmG摇=28kgr摇=2398mmG1=126kg r1=335mmG斗=120kgr斗=2410mmW切=3187kgr切=3890mmG2=120kgr2=2528mmG径=637.6kgr径=689mmG3=98kgr3=2559mmG风=87.5kg r风=1490mmM稳=25909161.4kgf.mmM翻=1120282kgf.mm稳定系数: 满足稳定要求。3.卸载状态工况(3)(图2-6)(图2-7)挖掘机横向停在12斜坡上,工作装置位于下坡方向(与履带垂直),伸出最大幅度,满斗,铲斗刚离开地面,风从后面来,倾翻点为下坡方向履带边缘A点;挖掘机向下坡方向回转制动,倾翻力矩除A点右侧的重力矩外,还有惯性力矩、稳定力矩为A点左侧的重力矩和回转中心左侧的惯性力矩。图2-6 卸载状态表2-5 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G配=240 kg r配=2396mmG臂=300kgr臂=1100mmh配=897mmh臂=2254mmG上=2300kg r上=1815mmG连=28kgr连=4138mmh上=1293mmh连=1618mmG下=2400kg r下=944mm G杆=120kgr杆=3660mmh下=423mmh杆=1943mmG摇=28kgr摇=4118mmh摇=1738mmG斗=120kgr斗=3686mmh斗=1525mmG1=126kgr1=444mmh1=1829mmG2=120kgr2=2093mmh2=2653mmG3=98kgr3=3880mmh3=2090mmG土=324kgr土=3003mmh土=250mmG风=87.5 kgr风=930mmh风=1490mmM稳=7015140kgf.mmM翻=3407939 kgf.mm图2-7 稳定性2.2.3 自身稳定性(图2-8)挖掘机停在12斜坡上,履带与坡度方向垂直,工作装置与履带垂直,铲斗举至最高,空斗,幅度最小,铲斗处于上坡方向,风从上坡方向来,挖掘机有向下坡方向倾翻的可能,倾翻点为下方履带支重轮中心A点。表2-6 各部件重量和与回转中心的距 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G下=2400kgr下=651mmG配=240 kgr配=892 mmG臂=300kg r臂=1495mmW风=87.5kg r风=1490mmG连=28kgr连=3085mmG上=2300kgr上=418mmG杆=120kgr杆=3007mmG摇=28kg r摇=3075mmG斗=120kgr斗=2625mmG1=126kg r1=1457mmG2=120kg r2=2202mmG3=98kgr3=3144mmM稳=3615154kgf.mm M翻=1305855kgf.mm图2-8 自身稳定性2.2.4 行驶稳定性1.上坡行驶稳定性(图2-9)挖掘机沿25斜坡上坡行驶,斗杆全收回,斗底离地约0.5m位于上坡方向,风从前方来,挖掘机由静止到启动状态13。这时配重、风力和启动惯性力使挖掘机绕位于斜坡下方驱动轮中心A点朝后倾翻。表2-7 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G杆=120kg r杆=3814mmG配=240 kgr配=2163mmh杆=1109mmh配=1103mmG上=1800kg r上=440mm h上=1280mmG下=2400kgr下=668mmh下=575mmG臂=300kg r臂=1895mmh臂=2191mmG连=28kg r连=3069mmm=5600kgv=2.7km/h=0.75m/st=1.7s h连=325mmG摇=28kg r摇=3249mmh摇=393mmG1=126kg r1=1687mmh1=1422mmG2=120kgr2=3137mmh2=1908mmG3=98kg r3=3762mmh3=746mmG斗=120kgr斗=2897mmh斗=757mmM稳=4111602kgf.mm M翻=1539180kgf.mm 图2-9 上坡行驶稳定性图2-10下坡行驶稳定性2.下坡行驶稳定性(图2-10)挖掘机沿25斜坡上下坡制动,斗杆及铲斗垂直于地面,斗齿尖离地约0.5m,急刹车(制动)惯性力(P)使挖掘机朝前倾翻,倾翻点在履带前方推土铲A点,风从后方来。 表2-8 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G配=240 kg r配=2422mm G臂=300kg r臂=1020mmh配=901mmh臂=2695mmG上=2300kg r上=2008mmG连=28kg r连=2540mmh上=1230mmh连=1123mmG下=2400kg r下=1024mmG杆=120kgr杆=2565mmh下=619mmh杆=1999mmG摇=28kgr摇=2543mmh摇=1118mmG斗=120kgr斗=2014mmh斗=788mmG1=126kg r1=449mmh1=3033mmG2=120kgr2=2394mmh2=1685mmG3=98kgr3=2721mmh3=1972mmP=252kgf M稳=7657280kgf.mm M翻=1890304kgf.mm 2.2.5 误操作时的稳定性(图2-11)图2-11误操作时的稳定性挖掘机在25斜坡上下坡,工作装置全伸出在下坡方向,空斗,斗齿尖离地约1m,以最高速度下坡,急刹车,风从后方来,惯性力使挖掘机绕履带引导轮中心下方A点向前倾翻。表2-9 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻 G配=240 kgr配=2428mmG臂=300kg r臂=1368mmh配=901mmh臂=2286mmG上=2300kgr上=1765mmG连=28kg r连=3578mmh上=1251mmh连=820mmG下=2400kg r下=1242mmG杆=120kg r杆=2959mmh下=563mmh杆=1157mmG摇=28kgr摇=3538mmh摇=806mmG斗=120kgr=3678mmh=392mmG1=126kg r1=1048mmh1=1565mmG2=120kgr2 =2830mmh2 =1999mmG3=98kg r3 =3820mmh3 =1287mmP=252kgfM稳=7623020kgf.mm M翻=2514402.8kgf.mm稳定系数: 可以图2-12 拆除工作装置时的稳定性2.2.6 拆除工作装置时的稳定性(图2-12)挖掘机修理时,停在水平场地上,上车纵轴线和履带垂直,拆除工作装置,此时配重变成倾翻因素。场地无风,挖掘机绕后方履带支重轮中心A点倾翻。表2-10 各部件重量和与回转中心的距离 稳定力矩稳 倾翻力矩翻G配=240 kg r配=724mmG下=2400kg r下=760mmG上=2300kgr上=130mmM稳=1824000kgfmmM翻=472760kgfmm 满足要求。2.3 整机的重心计算 图2-13 挖掘机运输状态一、挖掘机运输状态纵向重心位置图示符号的含义:GB=240kg 平衡重重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离YB为1484mm;Gp=2300kg 平台上部重量,重心距回转中心线(Z坐标)的距离Yp为750mm;Gu=2400kg 平台下部重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的离Yu为0mm;G斗=120kg 斗杆重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y1为3450mm;G铲=120kg 铲斗重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y2为2550mm;G臂=300kg 动臂重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y3为2129mm;G1=120kg 动臂油缸重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y4为1520mm;G2=120kg 斗杆油缸重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y5为3150mm;G3=98kg 铲斗油缸重量, 重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y6为3630mm;G=5600kg 整机重量。整机重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y=GiYi/G (2-22)=(1203450+1202550+3002129+1261520+1203150+983630-2401484-2300890)/5600=-21.28mm运输状态整机纵向重心距回转中心向后21.28mm2.4 小结本章通过确定液压挖掘机的整机参数,经过一系列的计算,确定了液压挖掘机的整机稳定性,为下文进一步的设计打下了基础,有利于实际生产中的应用。第三章 底盘的计算3.1 底盘数据概述根据单斗挖掘机的底座计算方法17,液压挖掘机横向挖掘,选择动臂上、下铰点连线水平,斗杆垂直以铲斗挖掘而挖掘力W1为垂直方向时来作为计算工况(如图3-1所示)已知数据(机器各部分位置如图3-1):图 3-1 挖掘机整机图示符号的含义: 平衡重重量,其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y1为1484mm; 不包括平衡重及工作装置的平台上部的重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y2为890mm; 行走装置总重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y3为0mm; 动臂重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y4为2064mm; 动臂油缸重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y5为1404mm; 斗杆及连杆、摇杆重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y6为3913mm; 斗杆油缸重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的 距离Y7为3188mm; 铲斗及土重总和, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y8为3508mm; 铲斗油缸重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y9为4169mm; 图示位置挖掘力, 其距回转中心线(Z坐标)的距离Yw为2960mm.平台及平台上部各部分的重量总和: =2352+22540+2940+1234.8+1724.8+1176+4351.2+960.4=37279.2N平台及平台上部各力对回转中心水平轴的力矩(包括挖掘力): 设平台及平台上部合力作用点的位置为M点(包括挖掘力),则: (公式-11) (3-1)r平台及平台上部合力作用点到机器回转中心的水平距离. 本底座计算中的单位规定如下:图形中的长度单位: mm力的单位: N质量的单位: kg力矩的单位: Nm3.2 底盘强度计算 3.2.1 底盘车架的尺寸如图3-2所示A、B、C、D为底盘在履带架上分支承点。即底盘横梁中心线和履带架中心线的交点。A1、B1、C1、D1为驱动轮、导向轮在地面的支承点,A1、B1、C1、D1分别在单条履带的中心线上。AK和A1K1分别为B C、B1 C1的垂线AK= A BsinA B C= A Bsin() (公式-12) (3-2)= 655sin()=601.5mmA1K1= A1B1sinA1B1C1= A1B1sin() (3-3)=1990sin()=1208 mm图 3-2 底盘车架 (单位:mm)图 3-3 截面 (单位:mm)3.2.2 底架强度计算20:取M作用于A的一边270 mm处是最大受力工况。按A、B、C、三点支承受力平面进行计算。 (公式-13) (3-4)=22540/4+111977014.8/601.5=191798N计算取图3-3中的截面和截面为危险截面。截面的计算 (尺寸如图3-3所示): (3-5) (3-6) (3-7) (3-8) =19179827/327.68=15803.7N/cm2截面的计算(尺寸如图3-4所示): (3-9)图3-4截面 (单位:mm) (3-10) (3-11) 图3-2中的点为()合力作用点的位置, 660为滚盘座螺孔中心的分布直径, 1520为两条履带中心线的距离21。即底座横梁按简支梁计算的长度,则截面螺孔中心所受的力为: (公式-14) (3-12) (公式-15) (3-13)=6153995.994N.cm (3-14) 3.3 许用应力的选取根据单斗液压挖掘机底架计算,其许用应力按动载荷选用。板厚16mm时的容许应力为17150N/cm2。很明显,通过对挖掘底座的计算,各部分的应力均小于所选取的许用应力值,所以机器各部分16Mn板材所受的力均能满足强度要求,且有足够的安全系数。3.4 小结本章主要设计液压挖掘机的底盘,主要计算了底盘的强度,研究了底盘的支撑力,从而提高机器的安全系数,在实际生产中根据需要选择适合的板材,满足生产需要。第四章 履带行走装置的计算4.1 液压马达的输出扭矩和转速 (马达扭矩) (公式-16) (4-1) (马达转速) (公式-17) (4-2)Q流量 Q =55L/min几何排量 =压差, 取 容积效率, 机械效率, i传动比 i =53.706一档工况: (4-3) (4-4)二档工况: (4-5) (4-6) 图4-1 履带行走装置1、导向轮2、组合行走架3、张紧装置4、中护轨板5、托带轮6、 履带 7、支重轮 8、驱动轮4.2 挖掘机的行走速度和牵引力行走马达选用 JA3D3000B型 排量:43.7/22.7ml/r中央末端传动比 i=53.706/1=53.706一、行走速度为: (公式-18) (4-7)t链轨节距 t=135mmz驱动轮有效节数 z =12驱动轮转速: (4-8) (4-9) 行走速度: (4-10) (4-11)二、履带牵引力:驱动轮半径: (4-12)一挡工况:马达的输出转矩: (4-13)驱动装置输出转矩: (4-14)单边牵引力: (4-15)一挡牵引力: (4-16)取地面附着力: F附=5600x9.8x0.75=41.16kN二挡工况:马达的输出转矩: (4-17)驱动装置的输出转矩: (4-18)单边牵引力: (4-19)二挡牵引力: (4-20)4.3 挖掘机爬坡度计算一、 挖掘机在坡度上行走时(硬路面),其牵引力需要克服:运动阻力; 坡度阻力(下滑力); 内部阻力; 根据牵引力的计算,我们知道挖掘机的牵引力大于地面附着力,故计算时以地面附着力为准,另外发动机有足够的动力克服内部阻力,故计算时不考虑内部阻力的影响。Gcos+Gsin=Gcos (公式-19) (4-21)地面阻力系数: = 0 地面附着系数: = 0.8代入得:=arctan(0.8-0.1)=35二、实际爬坡能力由发动机爬坡允许倾角的限制, 按照柴油机的使用要求, 最大允许倾角为30,所以本机最大爬坡度为304.4 行走、下坡制动力计算挖掘机下30坡时全速(二挡)行驶计算制动力,风从后面吹来,其驱动轮的主动力有下滑力、制动惯性力、风的合力。下滑力: W15600(Sin300.035Cos30)2630.26kgf (4-22)制动惯性力: W2(5600V2)/t=56004.031000/3600)3.5 (4-23)1791.1 kgf(制动时间t=3.5秒)风力: W350 kgfWW1W2W34471.2=22235.6 kgf (4-24)每条履带上主动力为2235.6 kgf履带效率为0.85P2235.60.851900.2 kgf驱动轮上需制动转矩为:M1900.20.260800.9053.7068.30kg.m (4-25)行走装置的制动转矩为:451/53.706=8.4 kgm制动力矩够。4.5 弹簧张紧装置计算:一、已知:履带节距t=135mm , 单边履带牵引力F单=27.264kN 取: 弹簧直径D=120mm , 弹簧钢丝直径d=30mm二、弹簧张紧力计算:P1=1.5xF单=1.5x25.844=40.897 KN (4-26)压缩后弹簧力计算:P2=3x F单=3x25.844=81.795 KN (4-27)弹簧的工作行程: ht/4=135/4=33.75mm 取48mmm三、计算参数如下P1=40.897kN,P2=81.795kN, (4-28)h=H1-H2=48mm, D=120mm d=30mm, (4-29)弹簧材料60SiCrVA=950N/mm2,经喷丸及热处理后强度提高取=1150N/mm2四、弹簧指数计算:C=D/d=120/30=4 (4-30)五、弹簧刚度系数: K=(4c-1)/(4c-4)+0.615/c=(4x4-1)/(4x4-4)+0.615/4=1.25+0.154=1.404六、弹簧钢丝直径校核: (4-31) 取钢丝直径d=30mm七、弹簧工作极限负荷计算 (4-32)八、单圈弹簧刚度pd=Gd4/8D3=80000304/81203=4687.5N/mm (4-33)式中:G材料剪切弹性模数 G=80kN/mm2九、最大工作负荷P1 、P2作用下单圈弹簧的变形f1= P1/Pd=38766/4687.5=8.27mm (4-34)f2=P2/Pd=77532/4687.5=16.54mm (4-35)fW = f2- f1=16.54-8.27=8.27mm (4-36)十、弹簧有效工作圈数及总圈数n=h/fW =48/8.27=5.804 取n=6 (4-37)n0=n+2=6+2=8圈十一、弹簧刚度Pd= pd/n=4687.5/6=781.25N/mm (公式-20) (4-38)十二、在P2和P1作用下的变形f2和f1f2= f2n=16.5336=99.198mm (4-39)f1= f1n=8.2566=49.536mm (4-40)十三、弹簧自由长度、压并长度及节距长度取钢丝间隙:=0.05d=1.5mm (4-41)节距长度: T=d+f2/n+=30+99.198/6+1.5=48.03348mm (4-42)自由长度:H0=nT+1.5d=648+1.530=333mm (4-43)压并长度:Hb=(n+1.5)d=(6+1.5)30=225mm (4-44)十四、在P2和P1作用下的弹簧长度H2和H1H2=H0-P2/Pd=333-77532/781.25=233.76mm (4-45)H1=H0-P1/Pd=333-38750/781.25=283.4mm (4-46)4.6 小结本章主要设计了履带行走装置,履带行走装置主要由导向轮、组合行走架、张紧装置等组成,它主要根据挖掘机的行走速度和牵引力决定,履带行走装置
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