半岛官方网站毕业设计（论文）液压挖掘机设计doc摘要 随着社会的不断进步，改革开放的深入，我国的基础建设项目不断增多，对工程机械产品的需求量也越来越大。液压挖掘机是工程机械的重要产品之一，具有较高的技术含量。而无尾式小型液压挖掘机在我国的发展才刚刚起步，其技术还远远落后于国外。在参照和分析CASE系列和久保田系列小型液压挖掘机的基础上，设计了无尾式小型液压挖掘机。 本文完成的主要工作有： 1)建立了液压挖掘机主工作装置的数学模型； 2)针对工作装置的计算工况，建立了相关的力学模型； 3)确定了液压挖掘机的设计方案，完成了主要参数的设计计算； 4)对主要工作装置的铰点和关键部位进行力学分析和计算； 5)建立了底盘行走系的数学模型和结构模型； 6)对底盘行走系的相关部件进行的校核计算； 7)对整机的稳定性进行了分析和研究，并对其可能发生的失稳状态进行校核。 关键词：液压挖掘机，主工作装置，底盘行走系，推土铲,挖掘装置 Abstract With the development of the society and economy in China, many fundamental engineering projects need to be completed by the excavators. The hydraulic excavator is one of the most important construction machineries. The hydraulic excavator includes the higher technical specification, and it is very difficult to design them. But the development of the small scaled hydraulic excavator with no tail in our country just start, and the technique has been got behind with the abroad far and far. In this design, the series of CASE and Kubota are followed. Main contents contained in the article are following: 1. The mathematical model of the main working equip has been established. 2. According to working condition, the correlated mechanics model of the main working equip has been established. 3. Offering the schedule of the hydraulic excavator and the main parameters’ calculation. 4. Mechanics analyzing and the fulcrums and important components of the main working equip. 5. The mathematical model and structural model of chassis motion train has been established. 6. Checking and calculating the strength of the correlated components of the chassis motion train with traditional method. 7. Analyzing and researching the stability of the total machine, and checking the condition which may will stability. Keywords: Hydraulic excavator , work equipment, chassis motion train, earth-moving shovel，dig equipment. 目录 TOC \o 1-3 \h \z \u 1 绪论 1 1.1本课题的目的和意义 1 1.2国内外小型挖掘机的发展情况 1 1.2.1国内小型挖掘机的发展现状 1 1.2.2国外挖掘机目前水平及发展动向 2 1.3本设计研究的主要内容 4 1.4本课题的技术难点及主要手段 4 2 总体方案构思 6 2.1基本原理及主要工艺 6 2.2主要构思方案 6 2.3本方案特点 7 3 动力系统的设计 8 3.1 牵引力和牵引功率的平衡 8 3.1.1机械行驶作业过程中的阻力 8 3.1.2牵引工况时的牵引力平衡和牵引功率平衡 9 3.1.3运输工况时的牵引力和牵引功率的平衡 10 3.2发动机的选型 11 3.2.1 单斗液压挖掘机对柴油机的基本要求 11 3.2.2 发动机功率的确定 12 4 工作装置的设计 15 4.1 工作装置总体方案的选择 15 4.1.1 工作装置的总体结构 15 4.1.2动臂和斗杆结构形式的选取 16 4.2工作装置结构尺寸的确定 17 4.2.1铲斗参数的选择 17 4.2.2动臂和斗杆尺寸的确定 18 4.3液压缸的设计 20 4.3.1系统工作压力的选取 20 4.3.2 液压缸工作行程的确定 21 4.4 设计的合理性分析 22 4.4.1作业尺寸的校核 22 4.4.2 挖掘力的计算 22 4.4.3 主工作装置的强度校核 24 5 行走装置的设计 33 5.1 行走装置的选型 33 5.2 行走装置的设计 34 5.2.1履带的设计 34 5.2.2驱动轮的设计 38 5.2.3支重轮的设计 41 5.2.4托轮的设计 44 5.2.5导向轮及张紧装置的设计 45 5.2.6行走减速机、台车架、底架的设计 48 6 回转机构的设计 49 6.1回转支撑装置类型的选择 49 6.2回转滚盘的计算与选型 50 6.2.1计算回转支撑装置的最大静态载荷 50 6.2.2确定静态安全系数 51 6.2.3选择滚盘型号和校核 51 6.3回转机构传动方式的选择 53 7 推土铲的设计 54 7.1推土铲结构方案的选择 54 7.2推土铲结构尺寸的确定 54 7.2.1推土铲的宽度和高度 54 7.2.2曲面板的形状及参数 55 7.2.3 切削刃的结构和参数 57 7.2.4 顶推架的结构 57 7.2.5 推土铲液压缸的选取与铰点位置的确定 57 8 整机稳定性 60 8.1挖掘机的稳定性 60 8.2作业稳定性 61 9 使用与维护说明 63 9.1液压挖掘机操作环境与使用条件 63 9.2液压挖掘机使用要求及说明 63 9.3液压挖掘机日常的维护与说明 63 9.4液压挖掘机的操作规程 64 9.4.1作业前的技术准备 64 9.4.2作业与行驶中的技术要求 64 9.4.3作业后的技术工作 65 9.5液压挖掘机行走操作及注意事项 65 9.5.1液压挖掘机行走操作及注意事项如下 65 10 结论 67 参考文献 68 附录：图纸清单及编号 69 致谢 70 1 绪论 1.1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。 1.2国内外小型挖掘机的发展情况 1.2.1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。 1.2.2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 （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 （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。 1.3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、底盘行走系统的设计和推土铲的设计。总体设计的优劣决定了零部件设计的质量，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。 1.4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。 这次设计所采用的主要设计手段是数值计算和计算机绘图（包括SolidWorks和清华天河2002）等。设计方法主要采用类比法和传统法。首先对整机所要求达到的技术目标进行分析和设定，再对机体中具有决定作用的零部件进行正确的分析，发现整个设计中的技术难点和解决问题的核心，从而找到相应的解决问题的方法，最终使问题得以解决。  2 总体方案构思 2.1基本原理及主要工艺 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2-1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。 图2.1 五大基本系统图 2.2主要构思方案 根据实际调研结果，结合国内外工程用液压挖掘机的相关资料，经过认真分析总结，又根据设计的要求，考虑到机械的实用性、经济性、生产等方面的因素，我们仿照CASE系列和山河智能小型液压挖掘机的整体结构和整机系统，拟定构思方案如下： （1）动力系统采用柴油发动机； （2）传动系统采用静压传动系统； （3）底盘行走系统采用履带式底盘； （4）操纵控制系统采用全液压控制系统； （5）执行系统主要包括铲斗、斗杆和动臂。动臂部分主要采用整体式弯动臂，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，而整个主工作装置则采用反铲装置。 在此次设计当中，本人所承担的设计任务主要是（1）、（3）、（5）这三大块，其余设计由本组其他成员负责。 2.3本方案特点 整机结构简单，结构紧凑。采用履带式底盘，作业行走方便，对作业现场的适应能力强。可替换的钢制履带和橡胶履带可使机械在不同的工况下工作（城市内作业使用橡胶履带，野外作业时用钢制履带），对场地的适应性好。另外，采用履带式底盘结构，机械的整机稳定性好，使用全液压驱动，可以很轻松的实现无级变速和自动刹车，且能够实现较大范围的调速。采用回转支撑可以使机器轻松实现360°的全方位回转，工作能力可以得到大大的提高。采用久保田发动机，能够在保证功率的前提下，实现在较小空间内的安装布置，使车身和转台不会超过设计的要求，从而满足“无尾”的要求，实现作业的顺利进行。  3 动力系统的设计 动力系统的设计需要计算整机的牵引力平衡和牵引功率平衡，选择合适的柴油机，满足功率和扭矩要求，且发动机的外形尺寸不和部件发生干涉。 3.1 牵引力和牵引功率的平衡 研究牵引力平衡和牵引功率平衡，是为了分析机械在行驶作业过程中，牵引力是怎样利用的以及发动机的功率是怎样消耗的。牵引力平衡和牵引功率平衡是指机械在行驶作业过程中的任何瞬间，其牵引力平衡可以分析挖掘机的动力性能，根据牵引功率平衡可以选定挖掘机发动机的功率及分析牵引功率。 3.1.1机械行驶作业过程中的阻力 挖掘机行驶作业过程中，在底盘行走架上有以下几种阻力： （1）滚动阻力 (KN) (3-1) 式中 ——挖掘机自重(KN)，初步设定挖掘机自重为3500kg，也3500×9.8=34.3KN； ——滚动阻力系数，根据《铲土运输机械》表1-1，考虑到挖掘机的工作环境，取=0.07； ——坡角，根据任务书要求 =30°； 所以： (KN) 34.3×0.07×cos30°=2.08KN （2）坡度阻力（KN） =34.3×sin30°=17.15 KN （3）工作阻力（KN） （4）风阻力（KN） （5）加速阻力（KN） 3.1.2牵引工况时的牵引力平衡和牵引功率平衡 （1）牵引力的平衡 挖掘机在工作时，其切线牵引力需克服滚动阻力、坡度阻力、工作阻力、风阻力及加速阻力，即： (3-2) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P139 式中：——切线牵引力，对于履带式行走系： /； ——驱动力矩（）； ——履带驱动功率， =0.96； ——驱动轮动力半径。 由于挖掘机在进行挖掘作业时不行驶，进行推填作业时的工作阻力主要有水平切削阻力和推移阻力，由于本设计中的推土铲主要对挖掘过的土壤进行推填，因此阻力较小，初步估计。 由于挖掘机的行走速度较慢，因此其风阻力和挖掘阻力均可忽略不计。 所以，在上式中风阻力和加速阻力均为0。 因此，挖掘机的切线 KN 由此得出牵引工况时挖掘所需总的牵引力。由于挖掘机是履带式，有两个驱动轮，所以对于每个驱动轮，其切线 KN 欲得到每个驱动轮上的驱动力矩，就必须知道驱动轮的动力半径，动力半径可以由后面的底盘行走系部分得到：320.6 mm 所以驱动轮的总的驱动力矩为： ===10.55 KNm （2）牵引功率的平衡 本设计的挖掘机有两个工作装置，主工作装置和附属推土铲一般不会同时工作，其中主工作装置工作时消耗的功率较大，因此，牵引功率应按主工作装置进行计算。主工作装置工作时，而底盘行走架是不工作的，即机械是停在原地不动的。此时机械的行使速度为0，从而驱动轮的行使速度也为0。对于此时的挖掘机，发动机的全部功率都消耗在主工作装置上。 所以，机械的驱动功率=0。 3.1.3运输工况时的牵引力和牵引功率的平衡 挖掘机在运输工况下没有工作阻力，而行使速度较高，故此时风的阻力不能忽略不计。 由于没有工作阻力，牵引力较小，故可以忽略滑转引起的功率损失。 （1）牵引力的平衡 挖掘机切线) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P139 式中 ——滚动阻力，=2.08 KN； ——坡度阻力，=17.15 KN； ——风阻力； (3-4) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P139 其中为理论行使速度，参考山河智能SEW50H无尾式小型液压挖掘机的行使速度设定为最大理论行使速度km/h。为机械流线（?/）。表示机械迎风面积，，为履带轨距，为机械高度。参考三河智能SWE系列小型无尾液压挖掘机的整机尺寸，结合地盘和工作装置的尺寸，取=1200 mm；对于车高，根据机器工作范围图和参考三河智能SWE系列、久保田系列小型无尾液压挖掘机，可以确定车高：=2200 mm 则 对于其加速阻力可以忽略不计。 所以其切线).牵引功率的平衡 挖掘机行走时的最大理论行使速度为：Km/h 对于履带式机械：由于在运输工况下，较小，速度较高，所以滑转率。 因此，挖掘机的实际行使速度 (3-5) ——参看《工程机械底盘构造与设计》P139 式中 ——滚动阻力功率，； ——克服坡道阻力功率，； ——克服加速消耗的功率，可以忽略不计，即=0； ——克服风的阻力功率， ； 所以， 也即挖掘机在运输工况时的驱动功率为： 3.2发动机的选型 3.2.1 单斗液压挖掘机对柴油机的基本要求 目前及今后的一个相当长的时期内，单斗液压挖掘机的动力将仍以柴油机为主。极少采用原动机。因为，柴油机具有机动灵活、特性曲线硬、工作可靠，使用经济等优点。 单斗液压挖掘机所用柴油机的基本要求与汽车、拖拉机类同。但由于挖掘机工作条件更恶劣，负荷不稳定，甚至有时超负荷工作。故柴油机的工作负荷一般应低于额定负荷。挖掘机的额定负荷与汽车、拖拉机不同，它是指在额定转速下一小时以上的额定功率。 挖掘机工作的特点是：环境温度变化大（经常为±40oC，有时最热达60 oC），灰尘污物较多；负荷变化大；经常倾斜工作，有时在斜坡上常年工作；维护保养条件差，工地离维修厂较远。为此，对柴油机就提出了一些特殊要求： （1）柴油机的大维修不得低于3000～4000工作小时。 （2）燃油消耗量不得大于190克/马力?小时。机油消耗量不应大于3～4克/马力 （3）结构简单，保养维修方便，调整点少，备件可充分供应。 （4）低温启动容易。 （5）要有效能高、清洗方便、进气阻力小的空气滤清器及柴油、机油滤清器。保证在含灰量为2时，柴油机能正常工作。 （6）小功率的柴油机应考虑从曲轴前端、侧面或分配齿轮箱均能独立地输出全部功率。因为有些挖掘机有时有专门的转向泵或数个泵。 （7）.在额定功率下，至少能连续工作一小时功率不下降。连续工作四小时，功率下降别的超过5%。柴油机适应性系数不得低于1.15～1.20。要装有全程调速器。 （8）柴油机出厂应备有空气滤清器、水或油冷却装置、电气仪表、操纵机构及机罩等。同时，还应考虑添加增压器。 3.2.2 发动机功率的确定 根据牵引工况和运输工况的功率平衡方程式分别算出所需功率，然后取其中较大值来选择柴油机的标定功率。 （1）牵引工况 (3-6) ——取自《铲土运输机械》P37 式中 ： ——机械传动效率（履带式包括履带驱动功率）。计算时取：轮胎式=0.90～0.92；履带式=0.87～0.89； ——液力变矩器效率，计算时取，采用机械传动时； ——液压泵的流量,； ——液压泵进出口压力差,； ——液力压泵及液压泵驱动机构的效率，可取～。 （2）按运输工况最高行驶速度计算 (3-7) ——参看《铲土运输机械》P37页 各参数意义同前。 =45.38KW 取其最大值： 综上分析，并考虑发动机的辅助功率及功率储备，选取广西玉林柴油机股份生产的YC4108ZG型柴油机，其基本参数如下： 表3.1 YC4108ZG工程机用柴油机基本参数 名称 技术参数 型号 YC4108ZG 型式 直列、水冷、立式、四冲程 吸气方式 增压 气缸数 4 气缸直径活塞行程（mm） 108115 活塞排量（L） 4.214 压缩比 17：1 标定功率(KW)/转速(r/min) 60/2200 标定工况燃油消耗率() 230 最大扭矩（）/转速（r/min） 340最大扭矩油耗率() 220 扭矩储备率（%） 12 调速率（%） 1012 机油牌号 夏季用40CD、15W/40CD号，冬季用30CD、10W/30CD号 冷起动性能不带冷起动装置（℃） -10 冷起动装置（℃） -25 倾斜角度（°） 横倾25，纵倾30 全负荷最大烟度（FSN） 3.0 噪声限值dB(A) 113 净值量(kg) 360 外形尺寸（长宽高）（mm） 690520560  4 工作装置的设计 工作装置的设计需根据要求确定其结构方案，进而确定其各部件的尺寸以及铰点位置，最后还应对其作业尺寸和工作臂的强度以及挖掘力的大小进行校核，确保其满足要求。 4.1 工作装置总体方案的选择 总体方案的选择主要包括工作装置总体结构的选择、动臂和斗杆结构形式的选择以及各个铰点的布置形式的选择。 4.1.1 工作装置的总体结构 图4.1 工作装置总体结构图 1.机架 2.动臂 3.动臂油缸 4.斗杆油缸 5.斗杆 7.连杆 8摇杆 9.铲斗 液压反铲工作装置一般由动臂、斗杆、铲斗以及动臂油缸、斗杆油缸、擦干都油缸等组成。其结构如图4.1所示。其结构特点是各构件之间均采用铰接连接，并通过改变各液压缸的行程来实现挖掘过程的各种动作。 动臂、斗杆和铲斗均是采用高轻度钢板焊接而成的箱形结构，重量轻、强度高。动臂2根部用用一根销轴交接在平台前端中部，由一只铰接再转台前部的动臂液压缸3来支撑有刚做伸缩运动，动臂则作升降运动。 斗杆5铰接于动臂的上端，另一端铰接着铲斗和摇杆。斗杆的回收和伸出靠铰接在动臂上的斗杆液压缸4来实现。 铲斗9则铰接于斗杆末端，通过铲斗液压缸的伸缩来使铲斗绕铰点转动。为了增大铲斗的转角,铲斗液压缸通过连杆机构(如连杆7和摇杆8等)与铲斗连接。 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。在反铲作业时，可根据需要在放下动臂的同时转动斗杆或铲斗，卸料时，也可同时转动铲斗和斗杆。 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，用油抢注入润滑脂润滑。工作装置各铰点处均设有限位块，以减少对油缸的冲击。斗齿部分由赤座和斗齿组成。斗齿套在赤座上用弹性销固定，斗齿磨损后可以更换。 4.1.2动臂和斗杆结构形式的选取 动臂结构的选择 动臂是工作装置的主要构件，斗杆的结构一般取决于动臂的结构。反铲装置有直动臂和弯动臂两种方案。 直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，适用于专用正铲和悬挂式挖掘机，且反铲工作装置使用直动臂只能得到较小的挖掘深度。 整体式弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，它是专用反铲装置的常见形式，在现在常用的中小型反铲液压挖掘机中主要采用这种结构形式。这种整体式动臂结构简单、价廉、视觉美观，在刚度相同时重量较轻。其结构坚固耐用，工作范围较大，与同长度的直动式动臂相比，可以使挖掘机有较大的挖掘深度，但降低了卸料高度，这正符合挖掘机反铲作业的要求。其缺点为替换工作装置少，通用性较差，在增加挖掘深度的同时降低了卸料高度，且在弯曲处的结构形状和强度值得注意。 通过对两种方案的比较，结合任务书对挖掘深度和卸料高度的要求，可以看出，直动臂明显不适用，所以采用整体式弯动臂结构。可通过solideworks三维建模及动态仿真，提高动臂设计的可行性和可靠性，保证其工作范围和运动的流畅。其结构可采用钢板焊接而成的矩形变截面箱形结构，内部加隔板以增加强度和刚度。 斗杆结构形式的选择 斗杆有整体式和组合式两种方案。大多数挖掘机都采用整体式斗杆。整体式斗杆在运动中又很多优点：油缸布置简单；挖掘效率高，原因是挖掘时受力好；现对来说耐用性好。并且可根据工作状况来调节斗杆长度以实现优化作业。且现在市场上的挖掘机主要采用整体式斗杆。 通过以上分析可知，这里采用整体式斗杆较为适宜，其结构采用有钢板焊接而成的变截面箱形结构。 动臂油缸和斗杆油缸布置形式的选取 动臂油缸一般不知在动臂前下方，下端与回转平台铰接，常见的又两种具体布置形式，动臂前倾和动臂后倾两种。当两种方案的油缸安装尺寸、最大挖掘高度和最大挖掘半径相同时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即h1h2。此外后倾方案动臂所受的弯矩一般比前倾方案要大。但是当动臂油缸作用力相同时，后倾方案能得到较大的动臂作用力矩。通过以上对两种方案的对比分析，结合任务书作业尺寸中要求的最大挖掘深度较大，可选取前倾布置方案。 4.2工作装置结构尺寸的确定 工作装置的结构尺寸主要包括铲斗、斗杆和动臂的尺寸以及各铰点的位置。 4.2.1铲斗参数的选择 当铲斗容量一定时，切削转角、切削半径和切削宽度之间存在着一定的关系，即具有尺寸和的铲斗转过角度所切下的土壤刚好装满铲斗（图）。于是斗容量按下式计算： (4-1) ——取自《液压挖掘机》P28 式中:——铲斗充满系数； ——土壤输送系数。 根据经验，一般取 (4-2) ——取自《液压挖掘机》P28 式中:——铲斗容量，； ——铲斗平均宽度，。 由任务书要求可知，可得，这里取。 考虑到铲斗切削入土和出土的余量，一般取，同时考虑到再转都速度一定时转都角度太大会增大挖掘力，降低生产率，一般取，这里取。在确定铲斗宽度和转斗角度以后，根据式(4-1)即可得到铲斗转斗切削半径 （m） (4-3) ——取自《液压挖掘机》P28式中 式中: ——铲斗宽度， m； ——铲斗转斗角度的一半，（°）； ——土壤疏松系数； ——铲斗充满系数，这里取。 将数据代入得到 铲斗上两个铰点之间的距离,一般取特性参数, 所以，这里取，一般取,这里取。 4.2.2动臂和斗杆尺寸的确定 动臂与斗杆的长度比为,当时称为长动臂短斗杆方案，当时属于短动臂长斗杆布置方案，对于没有特殊要求的挖掘机，一般取中间比例方案，即取特性参数。 ，这里取。 根据CASE系列及玉柴挖掘机的作业参数，初步选取最大挖掘半径，据统计，最大挖掘半径值一般于的和值很接近，因此在和值已定时可按下列经验公式计算： (4-4) (4-5) ——取自《单斗液压挖掘机》P80 式中：——动臂长，即尺寸CF长,mm； ——斗杆长，即尺寸FQ长，mm； ——铲斗尺寸QV,即,mm； ——最大挖掘半径，mm。 由此可初步计算得: ,初步选定。 ，初步选定。 动臂的弯角一般可取，弯角大可增加挖掘深度，但降低了卸载高度，太小则对强度不利，针对任务书要求的最大挖掘深度较大，可初步确定。 图4-2 工作装置的尺寸图 到此，动臂和斗杆的基本长度和弯角已经确定，其各部分的具体参数，可参照CASE cx35系列和山河智能SWE40系列的小型无尾液压挖掘机，对本次设计的挖掘机进行类比做仿形设计，并结合任务书对作业参数（挖掘深度、卸料高度和挖掘高度）和挖掘力的要求，用Solideworks进行建模，对起铰点位置进行优化，从而确定各部分的结构尺寸如下： 表4.1 挖掘机反铲机构的尺寸参数表 机构组成 铲斗 斗杆 动臂 机体 QV=1024mm QK=303mm KH=251 HN=279 FQ=1700mm EF=4 FG=682 GN=1 QN=239mm EG=722mm CF=3000mm CD=2017 CB=14 DF=1 BF=16 CZ=1 ZF=1 ∠Z=120o CA=450mm 此时，工作装置的基本尺寸和铰点位置已基本确定。 4.3液压缸的设计 本部分主要包括系统压力的选取和液压缸工作行程的确定。 4.3.1系统工作压力的选取 根据《液压气动系统设计手册》 表9-5 (P372) 主机类型 工作压力 机床 精加工机床 0.2～2 半精加工机床 3～5 龙门刨床 2～8 拉床 8～10 农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构 10～16 液压机、中大型挖掘机、重型机械、起重机运输机械 20～32 结合凯斯CX35和山河智能SWE50H小型挖掘机，初选系统工作压力为16。 4.3.2 液压缸工作行程的确定 液压缸的工作行程应满足挖掘机的作业尺寸要求，即任务书中的最大卸料高度、最大挖掘深度及最大挖掘高度。当动臂缸全伸、斗杆缸全缩、铲斗处于竖直状态时，工作装置为最大卸料高度状态；当动臂刚全伸、斗杆缸和铲斗缸全缩时，工作装置为最大挖掘高度状态；当动臂缸全缩、斗杆和铲斗都处于竖直状态时，工作装置为最大挖掘深度状态。 通过Solideworks建模，在满足最大挖掘深度的前提下，动臂缸的长度，在最大卸料高度位置时，动臂缸的长度，根据《机械设计手册》第四卷P17_257活塞行程系列表，初步选定动臂缸的工作行程。 斗杆液压缸应使斗杆有一定的摆角范围，一般取100o～130o，在最短时满足最大卸料高度要求，在最长时不与动臂发生干涉，通过Solideworks建模分析，得到，，结合液压缸行程的标准系列值，初步选定工作行程的液压缸。 铲斗液压缸应使得铲斗有一定的摆角范围，当铲斗液压缸全缩时，铲斗与斗杆的夹角应大于10o，铲斗油缸全伸、铲斗满载回钻时，应使得土壤不会从斗中撒落，在铲斗整个转动过程中，铲斗缸与连杆之间避免发生死点，通过建模分析，得到铲斗缸的长度范围约为800～1300mm,因此初步选定的液压缸。 在实际设计过程中，铰点位置以及液压缸行程很难一次确定，要通过反复修改，最终确定各结构尺寸和液压缸行程。 4.4 设计的合理性分析 前面机构参数的选择计算是初步的，对其作业尺寸、挖掘力和强度等还要做进一步的分析校核。 4.4.1作业尺寸的校核 当液压缸的缸径和工作行程都确定后，其全伸和全缩时的长度也就确定了，此时根据工作装置的基本尺寸就可以计算其作业尺寸。 根据所计算的挖掘阻力，初步选取三个液压缸的缸径均为100mm。 各液压缸的最短和最长尺寸如下表所示： 表4.2 各液压缸的尺寸 动臂缸L1 斗杆缸L2 铲斗缸 全缩长度（min） 1050 1232 850 全伸长度（max） 1810 2072 1350 由此可知，动臂缸全伸，斗杆缸全缩，铲斗竖直，此时卸料高度最大，通过CAD建模，得，所以满足任务书要求。 同样，为最大挖掘高度和最大挖掘深度状态，CAD建模得，，均满足任务书要求。 4.4.2 挖掘力的计算 在整个作业过程中，由油缸所产生的挖掘力应大于正常的挖掘阻力。挖掘阻力分为铲斗挖掘阻力和斗杆挖掘阻力，本设计中以铲斗挖掘为主。在不同的位置挖掘阻力也不同，这里仅选阻力最大的位置。 铲斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显的变化，其切削阻力基本上与切削深度成正比。但总的来说，前半过程切削阻力较后半过程高。因为前半过程的切削角不力，产生了较大的切削阻力。其切削阻力的切向分力可用下列公式表达： (4-6) ——取自《单斗液压挖掘机》P70 式中 ——表示土壤硬度的系数，对于II级土宜取=50～80，对III级土宜取C=90～150,对IV级土宜取=160～320； ——铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离，也即转斗切削半径，，单位为cm； ——挖掘过程中铲斗总转角的一半； ——铲斗瞬间转角； ——切削刃宽度影响系数，，其中为铲斗平均宽度，单位为m； ——切削角变化影响系数，取； ——带有斗齿的系数，（无斗齿时，）； ——斗侧壁厚度影响系数，，其中为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取； ——切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在10000～17000N范围内选取。当斗容量时应小于10000N。 转斗挖掘装土阻力的切向分力为 (3-12) 式中 ——密实状态下土壤容量，单位为； ——挖掘起点和终点间连线方向与水平线的夹角； ——土壤与钢的摩擦系数； 经过计算后表明，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 (3-13) 实验表明法向挖掘阻力的指向是可变，数值也较小，一般=。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。 本次设计中挖掘机在III级土壤上工作，故取。 根据前面所取得铲斗原始参数可知：cm，，，，同时由上可取其余参数如下：，，。 所以，切削刃挤压土壤的力可取为：； 4.4.3 主工作装置的强度校核 对主工作装置进行校核需先选择最不利工况来计算工作装置的受力，进而对工作装置进行强度校核。 工况的选择 对工作装置进行校核，首先应确定各结构件的最不利工况，即在这一工况下对某结构件可能出现最大的应力，以这一工况作为校核该结构件的依据，也就是强度设计中计算为止的选择和载荷的确定。 反铲装置的斗杆和动臂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或动臂产生最大弯矩来确定。根据《单斗液压挖掘机》第七章，本设计采用一下计算位置： （1）动臂位于动臂液压缸对铰点A有最大力臂处； （2）斗杆位于斗杆液压缸作用力臂最大处（斗杆液压缸与斗杆尾部轴线）铲斗位于发挥最大挖掘力的位置； 该工况下工作装置位置如图4.4所示。图中各参数如下（未注单位为mm）： ，，，，，，，，，，，，，，，，，，。 图4.4 最不利工况尺寸图 力的计算 这时，工作臂上的作用力有：工作臂各部分的重量(动臂重G1、斗杆重G2、铲斗重G3)和作用于铲斗齿上的挖掘阻力。各液压油缸的工作状态为：铲斗油缸以主动力F3工作，斗杆油缸承受被动作用力F2′，动臂油缸承受闭锁力Fl′。 各油缸所能发挥的最大力按下式计算： 式中：D——油缸的大腔直径； P——液压油作用力； 已选定D1=D2=D3=100mm，系统压力p=16Mp，因此各油缸能达到的最大力： 取铲斗为脱离体，按对铰点Q的力矩平衡方程求得铲斗油缸的挖掘力。 取工作装置为脱离体，按对动臂底部铰点C的力矩平衡方程求得另一个铲斗挖掘力。 =1.17KN 取斗杆为脱离体，按对铰点F的力矩平衡方程求得斗杆油缸在被动状态下的作用力： 而斗杆油缸的闭锁力，由，说明。计算时取代入计算得到。 取铲斗为脱离体，连杆HJ为二力杆，其对铰点J作用力的方向沿HJ方向，按对铰点Q的力矩平衡方程，可求得铰点J处受力。 由铲斗在水平和竖直方向上的合力分别平衡可求得铲斗在铰点Q处受到的水平力。 =141.3KN 根据铰点H处的力平衡，可求得摇杆HN对铰点H的水平力。 以斗杆为脱离体，根据斗杆的力平衡方程可以求得在铰点F处斗杆受到的水平力和竖直力。 以整个工作装置为脱离体，按对铰点C的力矩平衡方程可求得动臂缸的作用力，再按力平衡方程可求得动臂在铰点C处受到的水平力和竖直力。 到此，各铰点的力均已求出。 主工作装置的强度校核 （1） 斗杆的强度校核 斗杆为变截面箱形结构，用钢板焊接而成，有时为了增强刚度还在内部加隔板。根据《机械设计手册》第一卷第三章，斗杆的材料选用16MN，综合机械性能、焊接性及低温韧性、冷冲压及切削性均好，与Q235-A钢相比，强度提高50%，耐大气腐蚀提高20～38%，低温冲击韧性也优越，价廉，应用广泛。用于大型船舶、车辆、桥梁、等承受动、负荷的焊接结构。 将斗杆在各点的受力分解到沿斗杆轴线方向和垂直斗杆轴线方向后，各点受力大小如表4.3所示，受力方向和内应力如图4.5所示。 表4.3 斗杆在各铰点的受力大小 Q点 N点 E点 F点 沿斗杆F1 133.44 11.99 91.42 112.09 垂直斗杆F2 34.78 32.25 21.11 69.13 FQ1 FQ1=133.44KN FN2=32.25KN FF2=69.131KN FQ2=34.78KN FF1=112.09KN M=82.06KN FD1=82.06KN FD2=45.49KN .4KN FE1=91.42KN FE2=21.11KN FN1=11.99KN 133.44KN 133.44KN 121.45KN 30.03KN 34.78KN 2.53KN 23.64KN 7.83KN.M 10.14KN.M 50.91KN.M 61.83KN.M 图4.5 斗杆的受力和内应力图 通过对其受载图分析可知，斗杆在铰点F处的所受的弯矩最大，此界面为危险截面，该截面的具体参数如图4.6所示。在该截面处的受力： N=30.03KN Q=23.64KN MMAX=61.83KN 斗杆的材料选用16Mn，由钢板焊接成的矩形箱结构，钢板的厚度为15mm，16Mn的许用应力，对其进行内应力校核如下： 其截面面积为： 抗弯截面系数为： 16Mn的许用应力 图4.6 斗杆的截面图 截面所受的正应力为： 所以，斗杆的强度满足要求 （2） 动臂的强度校核 将动臂各铰点的受力分解为沿动臂轴线动臂各铰点的受力 C点 B点 M点 F点 沿动臂F1 28.16 69.14 95.15 127.88 垂直动臂F2 34.73 15.96 4.99 17.64 通过分析可知，在铰点B处动臂受的弯矩最大，且此处有弯角，容易产生应力集中，因此该截面为危险截面，动臂材料仍采用16Mn钢板，厚度为15mm，截面具体参数如图4.8所示： 图4.8 动臂的截面尺寸图 在该截面上的力N=34.59KN Q=15.84KN MMAX=52.83KN 其截面面积为： 抗弯截面系数为： 截面所受的正应力为： 所以，动臂的强度也满足相应要求。  5 行走装置的设计 行走装置的设计主要包括确定行走装置的形式，并确定各部分的尺寸型号。 5.1 行走装置的选型 履带式行走装置由“四轮一带”（即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮、以及履带），张紧装置和缓冲弹簧，行走机构，行走架等组成。液压传动的履带行走装置，挖掘机转向时由安装在两条履带上、分别由两台液压泵供油的行走马达（用一台油泵供油时需采用专用的控制阀来操纵）通过对油路的控制，很方便地实现转向或就地转弯，以适应挖掘机在各种地面、场地上运动。履带式行走装置驱动力大（通常每条履带的驱动力可达机重的35%-45%），接比压小（40-150kPa），因而越野性能及稳定性好，爬坡能力大（一般为50%-80%，最大的可达100%），且转弯半径小，灵活性好。履带式行走装置在液压挖掘上使用较为普遍。但履带式行走装置制造成本高，运行速度低，运行和转向时功率消耗大，零件磨损快，因此，挖掘机长距离运行时需借助于其他运输车辆。 轮胎式液压挖掘机行走装置的结构型式很多，有采用标准汽车底盘的可轮式拖拉机底盘的，但斗容量稍大、工作性能要求较高的轮胎式液压挖掘则采用专用的轮胎式底盘行走装置。 尽管履带式行走装置存在一些，但在单斗液压挖掘机中使用较为广泛，而且本机主要用于城市道路建设或者狭窄空间内作业。考虑到工作环境和实际条件等因素本机采用橡胶履带，由于橡胶履带具有对路面破坏小、噪音低、速度快、振动小、接地比压小、牵引力大，可以减少地面对机械的冲击等优点，所以本机主要使用橡胶履带。而在恶劣环境中或在野外作业时可以使用钢制履带以适应恶劣的工况。而轮式行走装置虽有运行速度快、机动性好，运行时轮胎不损坏路面，因而在城市建设中很受欢迎，但是其接地比压大，爬坡能力小，挖掘作业时需要用专门支腿支撑，以确保挖掘机的稳定性和安全性。所以履带式行走装置比轮式行走装置更为适用。故本机采用履带式行走装置。履带式行走装置的结构图如图5.1所示： 图5.1 履带式行走装置的结构图 1 - 导向轮；2 - 橡胶履带； 3 - 张紧装置； 4 - 支重轮； 5 - 驱动轮； 6 - 减速机 5.2 行走装置的设计 行走装置的设计主要包括“四轮一代”即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮的设计和履带的设计。 5.2.1履带的设计 履带工作条件恶劣，要求具有足够的强度和刚度、耐磨性好、质量轻以减少材料的消耗量，并减轻履带运行时的动载荷，要求履带能和地面有很好的附着性能，又要考虑减少行驶及转向的阻力。本机主要用于城市道路建设或者狭窄空间内作业。由于橡胶履带具有对路面破坏小、噪音低、速度快、振动小、接地比压小、牵引力大，可以减少地面对机械的冲击等优点，所以本机主要使用橡胶履带。而在恶劣环境中或在野外作业时可以使用钢制履带以适应恶劣的工况。 挖掘机的履带有整体式和组合式两种。整体式是履带板上带啮合齿，直接与驱动轮啮合，履带板本身成为支重轮等轮子的滚动轨道。整体式每一节履带铸造成整体，结构简单、制造方便、重量轻、易拆装，但销孔间隙大、易进泥沙、易磨损，“三化”性差，在机械式挖掘机中使用较多，适于高速车辆。 目前液压挖掘机中广泛采用工业拖拉机型式的组合式履带。它由履带板、链轨节、履带销轴和销套等组成。这种型式的左右链轨节与销套用紧配合连接，履带销轴插入销套有一定的间隙，以保证转动灵活，其两端与另两个链轨节孔紧配合。锁紧履带销与链轨节孔配合较松，便于整个履带的安装和拆卸。这种结构节距小，绕转性好，行走速度较快，销轴和衬套硬度较高、耐磨、使用寿命长。所以本机履带采用组合式履带。 履带尺寸的计算 履带宽度b的初步确定： （5-1） ——取自《工程机械底盘设计》P306 式中：装载机的整机质量，由《单斗液压挖掘机》P42液压挖掘机基本参数系列表，这里取。 所以： 为了取标准节距的履带，这里取b=350mm。 履带宽度和履带支撑面长度一般按总体设计及工作条件的平均接地比压确定 (5-2)  ——取自《单斗液压挖掘机》P190 式中： ——履带支撑面的长度，m； ——挖掘机总重，； ——履带宽度，mm； ——平均接地比压，根据《工程机械底盘构造与设计》 P313选取； 所以 ： = 这里初取。 计算所得的应满足转向要求： (5-3) ——参看《工程机械底盘构造与设计》P308 式中 ——支撑面长度，=1.8 m=1800mm； ——履带轨距，， 初选； ——附着系数，=1.0； ——滚动阻力系数，=0.10； ——根据《工程机械底盘构造与设计》可知=0.5； 所以 与的合理配合，对提高底盘的牵引附着性能有较大的影响，通用的工程机械为。 满足要求。 所以，履带的宽度、支撑面的长度选择合适，即=350 mm =1 履带板结构的选择 履带板的型式很多，标准化后规定采用重量轻、强度高、结构简单和价格较低的轧制履带板。履带板有单筋、双筋和三筋数种。本机采用三筋式普通履带板，这种履带板筋稍短易于转向，且由于筋多使履带板的强度和刚度提高，承重能力大,主要用于小型挖掘机械。三筋板上有四个连接孔，中间有两个清泥孔。当链轨绕过驱动轮时可借助轮齿自动清除链轨节上的淤泥。相邻两履带板制成有搭接部分，防止履带板之间夹进石块而产生高的应力。 履带节距 履带节距，随自重的增大而线性增大，通常为： ——取自《工程机械底盘构造与设计》P313 按我国履带式工程行走机构统图《四轮一带》规定，全部履带工程机械用四种节距：173、203、216、228.5，本设计选取节距为173。 履带的强度计算 （1）履带的计算工况 整机在斜坡上工作时，一侧履带所能传递的最大驱动力，取决于土壤的附着条件，即： (5-4) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P314 式中：——附着系数，取； ——考虑在斜坡上工作时，整机重量在一侧履带上分配系数，取。 所以： （2）强度验算 履带总成联系尺寸如下表 表5.1履带板的总成联系尺寸 安装尺寸 外形尺寸 配合尺寸 F G E X A B C h d1 d1 d3 d4 140 120 82 60 46 92 126 20 36 35.5 2636 55 根据挖掘机的工作要求，挖掘机采用组合式履带，组合式履带式履带板、轨链节、履带销、销套、螺栓等零件组合而成。由于履带的主要破坏形式是磨损，因此只需要校核履带销的剪切强度： （5-5） ——取自《工程机械底盘构造与设计》P315 式中：——履带销直径； 所以 履带销采用50Mn，履带销套采用20 Mn，履带板的材料采用40Mn2Si。 50Mn的剪切强度：275Mpa 所以，，履带销的强度满足要求。 （3）校核轨链节的抗拉强度 对于钢制履带，履带板应验算其拉伸应力，危险截面是销孔的最窄处： (5-6) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P314 式中：——履带销套半径，； ——履带销半径，； ——一块履带板一端的各销孔宽度之和，。 ——需用拉伸应力， 所以 所以，履带的抗拉强度满足要求。 橡胶履带的选择 对于设计所需的橡胶履带及其参数可根据相关履带生产厂家来确定，这里选型浙江原创橡胶履带厂的履带，器型号为RF350AA，其履带宽度为350，与所设计的刚履带同宽，履带参数如表如表5.2所示。 表5.2 橡胶履带的参数 履带宽度 节距 导轨类型 适用机型重量 350 173 （可替换型） 5000 5.2.2驱动轮的设计 驱动轮的谁主要包括齿形的设计，驱动轮尺寸的确定以及强度校核。 驱动轮的齿形设计 发动机的动力通过驱动轮传给履带，因此，对驱动轮的要求是与履带啮合正确，传动平稳，并且当履带因销套磨损而伸长后仍能很好啮合。 按齿面形状，驱动轮齿形可分为凸形，直线形和凹形齿形三种。目前履带工程机械多采用后两种。 履带的驱动轮通常置于挖掘机的后部，这样能使履带的张紧段较短，减少磨损和功率损失。 驱动轮用来驱动履带，轮齿工作时受履带销套反作用的弯曲压应力，并且轮齿与销套之间有磨料磨损。因此驱动轮应选用淬透性好的钢材，通常用50Mn，45SiMn，中频淬火、低温回火，硬度应达到HRC55～58。 一般来讲，对驱动轮齿形的要求为： 1）使履带节销顺利地进入和退出啮合，减少接触面的冲击应力； 2）齿面接触应力应小，以减少磨损； 3)当履带节距因磨损而增大时，履带节销与驱动轮齿仍能保持工作，不至脱链。 本设计采用典型的“三圆弧一直线”型齿形。 驱动轮主要参数的确定 驱动轮轮齿的节距根据前述的相应的履呆板的节距确定，。绕在驱动轮上的履带板数目（即当量齿数）增加，使履带运动速度均匀性较好，铰链摩擦损失减少，但使驱动轮直径增大，引起底盘高度及重量增加。根据四轮一带统图，参照《工程机械底盘构造与设计》P316表2-8-5所示，选择驱动轮齿数Z=23。这里驱动轮的齿数一般为奇数，这是因为工程机械上的链条在驱动轮上是隔一个齿啮合的，这样自动清除泥土的效果好。这种间齿啮合的的驱动轮的Z是实际齿数的Z的一半；所以这样实际齿数Z最好为奇数，这样每转动两圈，驱动轮的所有齿都啮合一次，使用寿命长。所以名义齿数Z=11.5。 驱动轮节圆半径 （5-7） ——取自《工程机械底盘构造与设计》P316 驱动轮的节圆半径为 履带销套直径： 则驱动轮齿根圆直径为： 驱动轮齿顶圆直径：（0.3～0.4）d 齿谷半径为： 谷齿距离为： 驱动轮的强度计算 驱动轮需要校核其弯曲强度和挤压强度。 1).弯曲强度计算 驱动轮的计算载荷与履带一样，取一侧所传递的最大驱动力，因地面附着条件所限制，取，并假定扭矩只有一个齿传递。 驱动轮轮齿抗弯强度为： (5-8) ——取自《工程机械底盘构造与设计》P317 式中：——齿高（假定力完全作用在齿顶）， ——抗弯截面系数 ，其中 为驱动轮的宽度，取； ——许用弯曲应力。 所以： 所以，驱动轮的弯曲强度满足要求。 2).挤压应力计算 驱动轮轮齿齿面挤压强度： (5-9) ——取自《工程机械设计》P141 式中 ——驱动轮轮齿宽度，； ——履带销外套直径，； 需用挤压应力，。 所以 所以，驱动轮的挤压强度满足要求。 5.2.3支重轮的设计 支重轮的设计主要包括支重轮外形尺寸的确定及其强度校核。 支重轮外形尺寸的选择 挖掘机重量通过支重轮传给地面，工作时如地面不平它将经常受到冲击，所以支重轮所受载荷较大。支重轮的工作条件也较恶劣，经常处于尘土中有时还浸泡于泥水之中，故要求密封可靠、轮圈耐磨。支重轮轮体常用35Mn或者50Mn制造。轮面淬火硬度应达到HRC48-57。采用滑动轴承较多，并用浮动油封防尘。 目前国内，外履带工程机械支重轮的结构形式，有直轴式和凸肩式两种，直轴式结构简单，零件少，工艺性好，但承受轴向力稍差，适用于挖掘机类工况。支重轮轴是不转动的，通过两端轴座固定在履带架上。支重轮轮体分两段焊接而成，轮外端面中心设有油孔，用以加入润滑油，润滑轴承。支重轮轮内压装有轴套，其轴套是双金属式的，即耐磨、强度又高。轴两端有密封轴圈。 图5.3 支重轮外形 根据《工程机械底盘构造与设计》P318表2-8-7工程机械统一图纸支重轮规格尺寸最终确定支重轮联系尺寸如下表： 表5.3支重轮尺寸 安装尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 A B C E L K D d1 d2 F D1 300 240 120 32 335 210 188 55 65 180 155 确定支重轮个数： 轴间距 （5-10） ——取自《工程机械底盘设计》P231 取。 最后端的支重轮与驱动轮轮轴之间的距离 （5-11） ——取自《工程机械底盘设计》P263 取。 因为履带的支撑面宽度，综合考虑以上因素，取支重轮的数量为4个。 支重轮的强度计算 为了减少支重轮的磨损，轮缘对履带的接触应力应按下式计算： (5-12) ——参看《工程机械底盘构造与设计》P318 式中 ——支重轮轮缘宽度半岛官方网站，； ——支重轮半径，； ——支重轮个数，； 所以，支重轮与链轨节间的接触应力满足要求。 支重轮轴的校核 支重轮的最大径向载荷使挖掘机跨越障碍时的工况，此时每侧的一个支重轮承受整机总重量，即一支重轮上的最大径向载荷为整机重量的一半，支重轮轴按此时计算弯曲强度。（轴的直径为） 支重轮轴的内力分析图如图5-4所示： 8.575KN8.575KN 8.575KN 8.575KN 8.575KN 8.575KN 8.575KN8.575KN 8.575KN 8.575KN 图5.4支重轮的受力和应力图 （5-13） ——取自《材料力学》上册P174. 式中：——支重轮轴最大弯矩； ——抗弯截面系数。 ； ； 需用弯曲强度，支重轮轴采用40Cr钢，。 所以： 所以支重轮轴满足强度要。 5.2.4托轮的设计 托轮用来承托上部履带，防止其过度下垂，减少上方履带的跳动和下垂量，并防止履带从侧向滑脱。拖链轮的结构与支重轮类似，如图5.5所示，但其所受载荷要比支重轮小得多，工作时少受泥水侵蚀，因此尺寸可较小。 托轮轴固定在履带架上，论体内压装有耐磨轴套，并耐磨轴套套装在轴上，可自由转动。托轮的外侧端盖用螺栓安装在轮体上，轴的一端装有浮动油封。。其结构如图5.5所示。 图5.5 托轮结构图 本设计所选用的托轮的尺寸如表5.4所示： 表5.4 托轮的结构尺寸/mm 安装尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 浮封表号 浮封胶圈表号 轴承型号 A B D C 7010AC 96 50 290 150 50 80 82 120 5.2.5导向轮及张紧装置的设计 导向轮的设计 （1）导向轮的参数设定 导向轮的功用是支撑履带和引导履带正确的卷绕，可以防止跑偏或者越轨，有些导向轮同时起到支重轮的作用，可以增加履带对地面的接触面积，减少比压。导向轮的轮面大多做成光面，中间有挡肩环作为导向用，两侧的环面则能起支重轮的作用。导向轮的中间挡肩环应有足够的高度，两侧边的斜度要小。导向轮与最靠近的支重轮距离愈小则导向性能愈好。 本设计所选导向轮联系尺寸如表5-5所示： 表5.5 导向轮的联系尺寸/mm 安装尺寸 外形尺寸 配合尺寸 特性尺寸 A B D E F 335 300 590 160 55 65 550 82 （2）导向轮轴的强度计算 导向轮的材料一般是40或45铸钢，轮缘通常不加工，表面淬火硬度HRC45以上。导向轮轴常用40、40Cr钢制造，调质处理硬度HB285～321，轴通常不转动，采用滑动轴承。 导向轮的材料轴按整机倒档行使条件计算弯曲应力。整机发出的为地面附着条件所允许的驱动力（按履带计算工况），可近似地认为导向轮上、下两处履带平行，则导向轮轴的计算载荷为：。 ； ； 需用弯曲强度，。 所以： 由上可知，导向轮轴的弯曲应力满足强度要求。 张紧装置的设计 张紧装置的功用主要是保证适当的履带张紧力，当导向轮受到前方的冲击载荷时，缓冲弹簧回缩以吸收振动，防止履带和驱动轮损坏。 （1）缓冲弹簧的选择 缓冲弹簧必须有一定的预压缩量，使履带中产生预紧张力，其作用是：前进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合，时能保证产生足够的牵引力而仍保持履带销和驱动轮齿的正常啮合。预紧张力亦不能太大，当履带和各轮之间卡入坚硬石块时或当前方受到较大的冲击力时，缓冲弹簧应能进一步压缩，以保护行走系各零件不致损坏。 弹簧参数计算如下： 缓冲弹簧预紧力： （5-15） ——取自《工程机械底盘构造与设计》P320 取。 缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力： 缓冲弹簧工作行程需考虑履带和驱动轮卡入石块时能脱离啮合，即工作行程为： （5-15） ——取自《工程机械底盘构造与设计》P320 式中：驱动轮齿顶圆直径，； 驱动轮齿根圆直径，。 所以： （2）圆柱螺旋压缩弹簧的设计 前置滑动式张紧装置缓冲弹簧系数的确定，根据《工程机械底盘构造与设计》P321可知：旋绕比在4左右。由《机械设计》P386表16-6常用旋绕比C值，在此取，根据《机械设计手册》第三卷弹簧常用材料选取热轧钢，牌号为。 其参数如下： 切变模量： 弹性模量： 推荐硬度范围： 推荐温度范围： 曲度系数： （5-16） ——取自《机械设计》P386 初步设定缓冲弹簧的中径，根据值估取弹簧丝直径，根据《机械设计手册》第三卷查得弹簧的许用切应力为。 根据《机械设计》P386 (3-17) ——取自《机械设计》P386 式中：——缓冲弹簧工作行程终了时的最大压缩力； ——曲度系数； ——旋绕比； ——许用切应力； 根据上值可取弹簧钢丝标准直径，此时，，为标准值。 根据《机械设计》P383表16-5，弹簧的实际工作条件和类比同类产品的相关参数可取弹簧圈数。 根据《机械设计》普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列表16-5及普通圆柱螺旋压缩弹簧的结构尺寸计算公式表16-4得弹簧系数： 弹簧工作圈数： 弹簧中径： 弹簧内径： 弹簧外径： 弹簧节距： 弹簧自由度：，取标准规格自由度。 ——以上公式均来自《机械设计》P382 由于缓冲弹簧是两端固定，故弹簧的许用长细比为 弹簧实际长细比b= 显然弹簧的稳定性满足要求。 5.2.6行走减速机、台车架、底架的设计 行走减速机的设计 液压挖掘机一般都由经减速器再将转速和扭矩传到驱动轮上。用螺栓将减速机固定部分的法兰安装到车架上而其输出法兰用螺栓与驱动轮固定，扭矩通过摩擦结合传递。液压驱动马达即可直接安装在减速机上。 本设计采用低速大扭矩马达和一级齿轮内藏式减速器，这样可节省空间，适合小型挖掘机。通过挖掘机的转速以及之前的牵引力和牵引功率平衡，选定上海锐进减速器厂的RXF127一级齿轮减速器。它可满足挖掘机的行走及工作要求，即运输工况时小扭矩大转速，牵引工况时大扭矩小转速的要求。该减速机结构紧凑，占用空间小更换油比较容易。 台车架、底架的设计 行走架是履带行走装置的承重机构，一般由底价和台车架组成，通常用高强度的钢板焊接而成。底价通过回转支承装置承受上部载荷，并将载荷传给台车架。行走架按结构的不同分为箱式、组合式和整体式三种。本设计采用整体式行走架。整体式行走架是在组合式基础上发展起来的，适用于组织大批量生产以降低成本。目前在中小型挖掘机上应用极为广泛。它是将底架、横梁和台车架焊为一体，具有结构简单、结构紧凑、质量轻、刚性好等一系列有点。 其中底架采用X型结构，用钢板焊接为箱式结构，这样可大大增加行走架的刚度。台车架也采用钢板焊接式箱体结构。底架和台车架之间也采用焊接方式连接。  6 回转机构的设计 回转支撑机构是液压挖掘机重要机构之一，用于支撑回转平台以上机体的质量并实现回转运动。据统计，回转机构的回转时间约占整个工作循环时间的50%~70%，能量消耗约占25~40%，回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量的30%~40%。因此，合理地确定回转机构的液压油路和结构方案，正确地选择回转机构诸参数，对提高生产率和功能利用率，改善司机劳动条件，减少工作装置的冲击等具有十分重要的意义。 回转支撑装置的设计需要根据要求确定回转滚盘的类型，选择恰当型号的回转滚盘，并计算其最大静态载荷和螺栓的应力，结合产品的应力曲线回转支撑装置类型的选择 回转支撑主要分为转柱式回转支撑和滚动轴承式回转支撑。转柱式回转支撑常用于悬挂式液压挖掘机上，回转部分的转角一般等于或小于180°，一般由焊在回转体上下支撑轴和上下支撑座组成。轴承座应用螺栓固定在机架上。通过插装在支撑轴上的使回转体转动。滚动轴承式回转支撑广泛应用于全回转的挖掘机、起重机和其他机械上。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的结构上相当于放大了的滚动轴承。它与旧式的回转支撑相比，具有尺寸小、结构紧凑、承载能力大、回转摩擦力小，滚动体与滚道之间间隙小，维护方便，使用寿命长，易于实现“三化”等一系列优点，因而得到广泛的使用。它靠支撑它的转台和底架来保证其刚度。 通过以上分析可知，本设计中采用滚动轴承式的回转机构较合适。其中滚动轴承式回转机构又可分为单排滚球式、双排滚球式、交叉滚柱式和组合棍子式等。在这些类型中，使用最广泛的是单排滚球式，又称单排四点接触式。单排四点接触球式回转支承由两个座圈组成，结构紧凑，重量轻，钢球与圆弧滚道四点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾翻力矩。回转式输送机焊接操作机中小型起重机和挖掘机等工程机械均可选用，且成本较低、质量轻、结构紧凑。本设计中采用接触角为45o的单排滚球式。其结构如图6.1所示，本设计采用内齿式。 图6.1回转滚盘的结构图 工作时，外座圈用螺栓与转台连接，带齿的内座与底架用螺栓连接。挖掘机工作装置作用在转台上的垂直载荷、水平载荷和倾覆力矩通过回转支撑的外座圈、滚动体和内座转传给底架。回转机构的壳体固定在转台上，用小齿轮与回转支撑内座圈上的齿圈相啮合。小齿轮既可绕自身的轴线自转，又可绕转台中心线公转，当回转机构工作时转台就相对底架进行回转。 6.2回转滚盘的计算与选型 目前，液压挖掘机所用的回转支撑滚盘大多由轴承公司进行专业化生产，国内主要有洛阳轴承厂，徐州回转支撑厂和马鞍山回转支撑厂等。各生产厂商除了提供滚盘的规格和参数外，对不同型号的滚盘还提供各自的静态承载能力曲线计算回转支撑装置的最大静态载荷 本设计中的回转支撑装置采用座式安装，在使用过程中一般承受轴向力、径向力和倾覆力矩，其受载示意图如图6.2所示。 图6.2 回转支撑装置受载图 挖掘机的作业工况不同，其受载情况也不同。因此，这里的最大静态载荷采用近似计算的方式。有前面主工作装置的设计可知，最大挖掘力，可假设最大挖掘力方向分别为水平方向、竖直方向，来计算其径向载荷和轴向载荷；采用校核主工作装置时用的工况计算其最大倾覆载荷。 当最大挖掘力为竖直方向时，轴向力；当最大挖掘力为水平方向时，径向力；当位于前述工况时，倾覆力矩。 由于考虑到一定的附加载荷，这里选轴向力、径向力和倾覆力矩分别为75KN、55KN和50，并将以上三个载荷作为静态额定载荷。 6.2.2确定静态安全系数 由《液压挖掘机》P41可知，对于斗容量为1.5m3以下的挖掘机，统一取。 计算静态参照载荷 （6-1） （6-2） ——取自《液压挖掘机》P43 6.2.3选择滚盘型号和校核 根据上述计算结果，初步选取徐州丰禾回转支撑制造生产的单排四点接触式01系列滚盘，型号为：013.30.500 ，含义为球类支撑，单排四点接触式，渐开线圆柱齿轮内啮合小模数，滚动体直径为30mm，滚道圆中心直径为500mm。该型号的滚盘具体结构尺寸如图6.3和表6.1所示。 其静态承载力曲线线为静态承载曲线，表示回转滚盘保持静态时所能承受的最大负载，8.8和10.9表示两个等级螺栓的极限符合曲线中，可知该点在曲线的下方，表明符合静态承载能力，且螺栓也符合极限应力要求，因此所选的回转滚盘合适。 图6.3 滚盘结构图 表6.1回转滚盘的尺寸表 外型尺寸 安装尺寸 结构尺寸 齿轮参数 外齿参数 外齿参数 D d H D1 D2 n Φ n1 D3 d1 H1 h b x m De Z De Z 602 398 80 566 434 20 18 4 501 498 70 10 60 0.5 5 629 123 367 74 图6.4回转滚盘的静态承载力曲线回转机构传动方式的选择 液压挖掘机的回转传动系统一般有两种选择方案：低速大扭矩马达方案和高度小扭矩马达方案。本设计采用低速大扭矩马达方案，直接将马达作为回转机构的驱动装置，中间不需要减速器，这样结构简单，便于拆装，且本设计为小型挖掘机，选用的回转滚盘尺寸较小，不用减速器可节省空间，方便布置。  7推土铲的设计 推土铲是液压挖掘机的附属工作装置，使得挖掘机除了进行挖掘作业外，还可进行土的填推，实现多功能。本设计的推土铲主要参照推土机的推土铲进行设计，同时相对于推土机推土铲又做了很多改进。 7.1推土铲结构方案的选择 按推土板的外形可将推土铲分为直线形、U形和半U形。直线形主要可用在回转式铲刀和固定式铲刀，其两侧土有溢漏现象，推土板前土堆的行程时间较长，因此主要用于短距离土的剥离和运输； U形推土板主要用在回转式铲刀中，其比推力相对较小，但其集土运土能力较大，因此主要用于运土距离较远松散物料的堆积场地； 半U形形推土板主要用于固定式铲刀，其比推力大，集土运土能力不如U形推土板，但强于直线形推土板，主要特点是比推力大。各种形式的推土铲如图 所示。通过以上比较，结合本设计推土铲的用途可知，选直线形推土铲较合适。 推土铲的主要工作部分是切削刃和与其联接在一起的曲面板。其中切削刃是直接切土的部件

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