全回转步履式液压挖掘机剖析.docx
《全回转步履式液压挖掘机剖析.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《全回转步履式液压挖掘机剖析.docx（16页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
全回转步履式液压挖掘机剖析
第一章绪论§1.1概述
产品设计是产品生产的第一道工序。
传统的产品的生产过程是：
首先由设计者根据个人经验初步设计出产品、或者在已有的产品基础上进行模仿、或者改进已有的产品设计出新产品，然后做出模型或样品，再进行试验，对设计上的问题进行改进，重新设计、制造、试验和分析，不但要耗费大量的时间，也要耗费大量的人力和物力。
在设计中要求对机器的工作原理、功能、结构、零部件设计、甚至加工制造和装配都要确定下来。
虽然不同的设计者可能有不同的设计方法和设计步骤，机械设计的共性规律是客观存在的，其一般步骤是：
目标预测、方案设计、技术设计、加工设计、试生产。
它需要不断地总结和完善。
用传统的设计方法，产品设计质量和风格在很大程度上受设计人员水平的局限，有时严重限制设计质量的提高。
单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用在房屋建筑、道路工程、水利建设、农田开发、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、提高劳动生产率起巨大作用。
单斗挖掘机分机械传动和液压传动两种。
机械传动挖掘机已有一百多年历史，近一、二十年来，随着液压传动技术在工程机械上的广泛应用，单斗液压挖掘机有了通速发展，在中小型单斗挖掘机中，液压挖掘机几乎取代了机械传动挖掘机，大型单斗液压挖掘机也应用日广，这是由于液压挖掘机具有重量轻、体积小、结构紧凑、挖掘力大、传动平稳、操纵简便，以及容易实现无级变速和自动控制等一系列优点。
挖掘机要完成其独特的功能，大部分零件结构复杂，工作条件恶劣，这些零件的结构分析和设计是一件比较困难的工作。
全回转步履式液压挖掘机（以下简称步挖机）为斗容量小于0.6m3的小型挖掘机,与一般挖掘机的区别在于下车没有行走和转向机构,采用4个支脚支承整机,依靠工作装置和回转机构的联动实现机械的前进、后退和转向。
它主要由工作装置、平台、回转机构、下车、动力装置和液压系统等组成。
其主要特点是结构简单,质量轻,故障少,性能良好,成本只有同等级履带式挖掘机的50%60%,便于制造和维护；缺点是行走和转向速度慢。
步挖机在结构形式和参数选择时应考虑以下要求:
（1）整机具有较高的稳定性,在全域内（360°）挖掘性能良好；
（2）步履行走性好,即步挖机能开进没有道路的施工现场；
（3）支脚调整简便、迅速、适应性强,安全可靠；
（4）小型步挖机长距离转场移动时,能自行上、下运输车辆；
（5）为了防止支脚沉陷和挖掘时的水平移动,支承爪上部为水平板,下部为放射状的爪；
（6）能在靠近建筑物的边角和狭小场地上挖掘作业。
（7）其工作简图如图1-1所示：
图1-1-1
4个支脚的长度和在水平面内的调节尺寸主要影响步挖机在横向和纵向的稳
定性以及行走时的通过性（通过某一最窄的路段）,同时考虑步挖机对横向与纵向稳定性要求接近,因此,a1、a2、bl和b2之间的比值一般取：
=22.5；
ai
器22.5；
理=1.11.3;
a2
为适应作业场地大小和作业条件多变，前支脚由可伸缩的两节组成，其长度可进
行3〜4级的调节，伸缩比
almax…丿小
1.8〜1.9。
lmin
后支脚长度约为前支脚回缩状态下的长度，每个支脚座上有2〜4个定位销孔,这样前、后支脚在水平面内从最小到最大位置可进行2〜3档的有级调节，以适应各作业条件要求的整机稳定性。
4个支脚在垂直方向的运动由4个油缸控制,可无级调节。
支脚上下调节尺寸除满足步挖机在凹凸不平和斜坡上作业时能调平上车外，还要满足上、下运输车辆的高度要求。
前支脚向下调节角度应与最大长度相互协调。
前支脚向下调节角度过大，造成支脚油缸力臂太小，油缸受力过大,对油缸闭锁不利。
后支脚向上调节尺寸使行走轮下边缘高于底座下部10〜25cm,向下调节尺寸见图1-2。
23
图中nih3。
34
图1-1-1
§1.2挖掘机驱动桥机构件设计思路分析步骤
轮摆式挖掘机以液压驱动作为动力，其设计的主要步骤是：
（1）.根据挖掘机的工作方式确定其驱动桥结构。
挖掘机驱动桥处于动力传动端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配
四个摆臂驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力和横向力驱动桥设计应当满足如下基本要求：
1）所选择的主减速比应能保证挖掘机具有最佳的动力性和燃料经济性。
2）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。
3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。
4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。
5）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小,以改善挖掘机平顺性。
6）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便
7）摆臂整体结构简图如下图1-2-1所示。
图1-2-1
（2）.确定平行可移式摆臂的结构。
由于轮摆式挖掘机设计用于斜坡，山体等复杂环境下工作，为保证挖掘机的工作平稳和可靠性，故需从其摆臂方面进行设计，即其摆臂各角度需要三维立体摆动。
以保证挖掘机操作员在任意工作平面处于水平位置。
当车轮采用摆臂独立悬架时，摆臂应为一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁（图5—1），而主减速器、差速器及车轮传动装置都装在它里面。
（图1-2-2）
摆臂设计应当满足如下基本要求；
1）该摆臂为可移动式摆臂，在结构简单的基础上，易于加工。
为了使摆臂的左右运动可靠，满足刚度要求，故设计成平行四边形四杆铰链机构，如下图：
该平行四边形铰链四杆机构自由度为1,故该结构具有确定的运动，
F=6n-（5P54F43R）=63-（524131）=1
平行四边形机构是双曲柄机构的一个特例。
组成四边形对边的构件长度分别相等。
从动曲柄和主动曲柄的回转方向相同，角速度时时相等。
根据已知条件，该四杆机构最大的内外转动角度为30°：
贝U:
A点的转动角度为30°，如下运动简图：
已知摆臂长1.2米，为满足摆臂内外摆角30°，故铰链的端杆长度应满足：
L1=L*sin15°=1.2sin15=0.3m
2）为保证挖掘机行进方便可靠，摆臂应具有轮式结构，
3）摆臂外形尺寸要小，保证挖掘机重量较轻。
（3）.根据挖掘机工作条件计算，设计驱动桥及摆臂外形，结构大小，幷进行临界受力分析，对关键部位及零件进行强度及抗疲劳强度校核。
绘制各个零件图，摆臂的计算主要按作业时的工况。
作业时有支腿支承，轮胎离地，但作
业过程中机器的晃动较大，长期作业后，在松软地面上支腿容易陷人地面而出现轮胎支地情况，司机也不易察觉。
此外，也要考虑支腿失灵的情况。
因此实际的最大桥荷应考虑轮胎支地工况。
作业时主要考虑三种情况挖掘作业时
计算挖掘力及机器重量作用于桥的垂直力当垂直力很大时一般水平力很小可忽略起吊重物时，按机器的抗倾翻能力考虑装满铲斗后在任意位置突然启动提升或下降过程中突然制动，此时有巨大的惯性力作用，正常情况下后者要大一些。
§1.3主要参数的选择
主要参数的选择与整机的结构形式和工作要求有关，其中最重要的参数有斗
容量、机重和功率（g、GN）。
斗容量主要依据工作条件和适用范围选择。
发动机功率则取决于各机构的力、力矩和工作速度。
选择发动机的功率时，
既要满足步挖机作业过程中的动力要求，还要使发动机的功率得到充分利用。
机重通常作为主设计参数和系列等级的分级标志，设计时，以机重为指标，可利用经验公式确定其它总体参数。
常用的经验公式为：
尺寸参数：
Li
%卩G
质量参数：
Gi
二KGiG
功率参数：
Ni
-KNiG
式中:
G—整机质量,单位t;
KLi、KGi、KNi—分别是尺寸、质量和功率系数。
根据步挖机的作业性能、速度和生产率的要求，可初步确定液压系统的流量
Q:
Q=maxm3/s
式中:
d—油缸直径,m;
Vmax—工作油缸最大移动速度,m/s;
nmax—回转马达最大转速,r/s;
q--马达排量,m3/r。
步挖机无行走机构，铲斗挖掘时所克服的最大阻力（考虑复合动作）和动臂
油缸提升、步挖机自行上下运输车辆时所需功率为整机所需最大功率，由此可
初步确定液压系统所需功率为：
PQ
n
t
式中：
P—工作油缸克服最大阻力所需的压力，Pa;Q—泵的输出流量,m3/s;
t—泵的总效率,一般取t=0.87〜0.9
液压功率确定后就可确定发动机功率
N发=（0.8〜1.1）Ny=70Kw
对于功率较小的发动机，功率储备系数较小，为防止过载熄火，功率系数可取大些。
§2.1挖掘机驱动桥摆臂整体设计。
（1）挖掘机摆臂受力分析。
：
挖掘机摆臂受力临界条件，当斗容量满载时，由摆臂为1.2米，最大内外摆角30°,最大上下摆角25°,做挖掘机及其单摆臂受力简图如下所示：
行走装置摆臂总受力
F总=F牵F重力F挖
F牵二F转弯F坡阻F驱阻
1）驱动阻力的计算
由于挖掘机工作环境较差，其驱动阻力包括土壤行驶阻力及克服挖机的静摩擦阻力。
P二Pth（KPa
设轮宽为b=150mm轮半径为R=400mm这时土壤的变形下陷深为h=10mm则轮端部微面积压力为
dp=p'bdsp'为深度h的比压力
此处的水平阻力为
dwi二P'bds•sina
p'=p0h'=p0Rcosa_rcosa0
ds二Rda0
将上面三式联立积分得：
Fj二.p0bR2cosasina-cosa0sinada
二p0bR20.50.5cosa02-cosa0
R-h
cosa0:
R
12
代入得FjP°bh
2
双轮行进阻力为：
F^2F^bP-
Po
机重G=2blp,
由于该挖机为双轮驱动，则单个轮胎行进阻力为:
1舄=辭1G冷S5104"心51代
M行二F・R=3.251030.5=1600—：
i
2）坡道阻力的计算坡度阻力是由于机器在斜坡上因自重的分力所引起的。
挖掘机的最大行走允许坡度35°，则一个轮胎的各受力大小为：
F坡阻二牛sina=60.50.510—1.5104-<
M坡阻二F坡阻*R=1.51040.5=7.25103-<<1
3）转弯阻力的计算
轮式运行装置转弯时所受到的阻力较为复杂，轮胎表面与地面的摩插阻力是
所受到的阻力中最为主要的，所以重点研究轮胎在转弯时与地面的摩擦阻力矩。
轮胎与地面的摩擦阻力矩主要与轮胎上比压的分布以及不同的工况有关。
列：
对于挖掘机来说，由于转弯时机器空载，而且工作装置是悬起的。
因此轮胎上比压基本相同；可看作均匀分布。
因此，轮胎的转弯运动可看作如图所示运动，
设轮胎宽B为150mm着地面积长度L为40mm则轮胎的微面积bdx绕轮胎中心点转动时的力矩可表示为：
dM二p"bxdx
式中p比压（kPa）
二丄p^bL3=0.1250.361030.0410
48
式中G——挖掘机自重；
L轮胎接地长度；
因此，挖掘机原地转弯时一个轮胎的牵引阻力为
=0.250.361030.210=900*
并且考虑到转弯时轮胎板边缘挂土的附加阻力，故需引加一阻力系数B，由
挖掘机工作条件根据上表所选取B=1.15，则挖掘机的牵引力变为：
F转1乎
2
-0.250.561031101.15=1.035103：
＜
4）摆臂受力总分析
当只有两只摆臂着地，且位于30°坡角的瞬间，Fg最大,Ft为工作时满载的斗容量，其受力如图：
则在竖直方向的受力为:
G丄4.55汉10丄3
Fg=x.Ft/2工吐0.510310/2
22
4
=2.5510N
竖直方向的最大扭矩:
M竖二FgL=2.551041=2.5510、
最大行进牵引力
F、二2F行进-2F坡阻，F转弯
4
二3000300001800二3.4810乂
最大行进牵引扭矩
M牵总=2M行进M转弯.2M坡阻）
=15002725090=1.69104、\I
由于摆臂承载较大，为加强其强度和刚度，采用了整体箱型焊接结构，由于要求有较好的焊缝，故该结构的材料选择焊接性能优良的45钢,E=200GPa取
ns-2
J=353MPa,S=598MPa,D二=176MPa,[；「bs]=100MPaJ=83MPa并
经淬火，回火处理，在摆臂内部全长范围内，为加强其空间强度，焊有许多隔板，把摆臂分层若干小箱型结构，使壁体坚固，可以承受较大的弯曲应力，为了减轻动壁质量，隔板中间挖掉一部分。
1）梁的强度计算
主要考虑受弯时的正应力，该梁可看成单向受弯，
4.55汉104汉1決0.25決〕
MFL
yy3亍0.15
IBH3-bh30.3汉0.12—0.27汇0.09
12
-2120.15MPa=31.8MPa十］=176Mpa
M所计算截面的弯矩，M=FL」系数查表的卩=0.25,L为摆臂的有效作用长度,
c――横截面上的最大拉伸或压缩正应力，
丫横截面上距中性轴最远的点，y表示与x垂直方向,
S许用应力，
F为挖掘机摆臂端所的最大力
•该梁的强度完全符合要求
2）梁的刚度校核
摆臂是一长臂梁，承受整个挖掘机的重量，以及工作时的各种阻力，受力状态比较复杂，但挖机本身重力是最主要的，为了控制其变形量的范围，使挖机在极端条件下也能正常工作，需对挖机进行刚度校核，
在挖机的本身重力和满载的情况下，摆臂的受力可看成单端固定梁受集中载荷作用。
受力如图：
则该摆臂的挠曲线方程为：
摆臂为型钢截面,
4l
-110m=0.1mm—
500
中心最大偏移时挖掘机摆臂受力如下图所示，图中F1和F2分别为轮胎的支反力，Fg为挖机的整体重力，挖掘机状态重心偏移到最大时，摆臂所受扭矩最大。
由于h/b=300/120=2.5，查矩形截面扭转系数表得系数:
=0.258J=0.249
则该摆臂的最大切应力为:
0.5104
二3.76107二37.6MPa：
!
-1-83MPa
杆件两端相对扭转角」的计算公式是：
式中G的量纲为80GPa
4
0.51041
Ghb3800.2490.30.123109
-0.2210
§2.2挖掘机驱动桥与摆臂接口端设计
（1）驱动桥与摆臂接口端是支撑整个挖掘机重量的关键部分，它同时必须符合摆臂多角度旋转的特性，故采用滑动轴承对摆臂和臂肩进行连接，其结构简图如下图2-2-1
图2-2-1
臂肩承受挖掘机的整体重力，以及挖机前进的驱动力等，首先
（2）驱动桥与摆臂接口端校核
MC0S4T
Msina
a
RZ2£十
P^2L-
2L
+b1
L
n—&—总
d
Mcosa
Afsina
d
PZL*
ZL
卜b'
L
n小d—电
-Jr
Mcosa
Msina
d
弘=G江十
卩茲+
2L
b*
L
a
Mcosa
Afsina
a
"G2L+
P丽〜
2L
•—■
6
L
升级会员 