全回转步履式液压挖掘机剖析Word下载.docx

1、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：=2 2.5 ；ai器2 2.5；理=1.1 1.3;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34级的调节，伸缩比a l max 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24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 23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

2、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 1025cm ,向下调节尺寸见图1-2。23图中ni h3。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

3、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

4、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51），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 -（5P5 4F4 3R） = 6 3 -（5 2 4 1 3 1） = 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

5、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 =1.2 sin15 = 0.3m2）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

6、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、G N）。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

7、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-K Ni G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 =max nd2Vmax,2 nnaxq ?m3/sd 油缸直径,m ;Vmax 工作油缸最大移动速度,m/ s ;n max 回转马达最大转速,

8、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：PQnt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

9、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 = pbds p 为深度h的比压力此处的水平阻力为d wi 二 P bd s sinap= p0h= p0 Rcosa _ r cosa0ds 二 Rda0将上面三式联立积分得：Fj 二.p0bR2 cosa

10、sin a - cosa0 sin a da二 p0bR2 0.5 0.5cosa02 - cosa0R-hcos a0 :R1 2代入得 Fj Pbh2双轮行进阻力为：F2FbP-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1 G冷S5 104 心5 1代M 行二 FR = 3.25 103 0.5= 1600：i2）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 = 6 0.5 0.5 101.5 104-M 坡阻二 F坡阻 *R=1.5 104 0.5 = 7.

11、25 103- 13）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 pbL3 = 0.125 0.3 6 103 0.04 104 8

12、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= 0.25 0.3 6 103 0.2 10 = 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-0.25 0.5 6 103 1 10 1.15 =1.035 103：4）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 3Fg = x. Ft/2 工 吐 0.5 103 10/22 24= 2.55 10 N

13、竖直方向的最大扭矩:M竖二 Fg L =2.55 104 1 =2.55 10、最大行进牵引力F、二2F行进-2F坡阻，F转弯二 3000 30000 1800 二 3.48 10 乂最大行进牵引扭矩M牵总=2M行进M转弯.2M坡阻）= 1500 2 7250 90 = 1.69 104、 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 - 2J =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

14、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M FLy y 3 亍 0.15I BH3-bh3 0.3汉 0.12 0.27汇 0.0912-212 0.15MPa =31.8MPa 十=176MpaM 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

15、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,4 l-1 10 m=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

16、数:=0.258J =0.249则该摆臂的最大切应力为:0.5 104二 3.76 10 7 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80GPa0.5 104 1G hb3 80 0.249 0.3 0.123 109-0.22 10 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M C0S4TM sin aaRZ 2 十P2L-2L+ b 1Ln & 总dM cosaAf sinaP ZL *ZL卜b n 小d 电-Jr弘=G江十卩茲+b *M cos aG 2L +P丽 6