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第一章 緒論
液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切削刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。
液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。
在建筑工程中，可用來挖掘苦坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業(yè)。
在水利施工中，可用來開挖水庫、運河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等。
在鐵路、公路建設中，用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝等。
在石油、電力、通信業(yè)的基礎建設及市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道等。
在露天采礦場上，可用來剝離礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等作業(yè)。
在軍事工程中，或用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。
所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都 起著很大的作用。據建筑施工部門統(tǒng)計，一臺斗容量1.0m3的液壓挖掘機挖掘I～IV級土壤埋，每班生產率大約相當于300～400個工人一天的工作量。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有重要意義。
1.1液壓挖掘機的工作特點和基本類型
1.1.1液壓挖掘機的主要優(yōu)點
液壓挖掘機在動力裝置之間采用容積式液壓靜壓傳動，即靠液體的壓力能進行工作。液壓傳動與機械傳動相比有許多優(yōu)點。
①能無級調速且調速范圍大，例如液壓馬達的最高轉速與最低轉速之比可達1000∶1。
②能得到較低的穩(wěn)定轉速，例如柱塞式液壓馬達的穩(wěn)定轉速可低達1r/min.
③快速作用時，液壓元件產生的運動慣性小，加速性能好，并可作調整反轉。例如電動機在啟動時的慣性力矩比其平穩(wěn)盍時的驅動力矩大50%，而液壓馬達則不大于5%，加速中等功率電動機需1s到數秒，而加速液壓馬達只需0.1s。
④傳動平穩(wěn)，結構簡單，可吸收沖擊和振動，操縱省力，易實現自動化控制。
⑤易于實現標準化、系列化、通用化?！?
基于液壓傳動的上述優(yōu)點，液壓挖掘機與機械傳動挖掘機相比，具有下列主要特點。
⑥大大改善了挖掘機的技術性能，挖掘力大、牽引力大，機器重量，傳動平穩(wěn)，作用效率高，結構緊湊。液壓挖掘機與同級機械傳動挖掘機相比，挖掘力約高30%，例如1.0m液壓挖掘機鏟斗挖掘力120～150KN，而同級機械傳動挖掘機只有100KN左右。
挖掘機在工作時的主要動作包括行走、轉臺回轉和工作裝置的作業(yè)動作，其中動作最頻繁的是回轉和工作裝置的循環(huán)往復運動。這種入選運動一般速度不高，而所需作用力卻很大，要求在短時間內通過變速或換向來完成各種復雜動作。機械傳動挖掘機完成上述運動需通過磨擦離合器、減速器、制動器、逆轉機構、提升和推壓機構等配合來完成。因此，機械傳動挖掘力不僅結構復雜，而且還要產生很大的慣性力和沖擊載荷。而液壓挖掘機則不需要龐大和復雜的蹭傳動，大大簡化了結構，也減少了易損件。由于結構簡化，液壓挖掘機的質量大約比相同斗容量的機械傳動挖掘機輕30%，不僅節(jié)省了鋼材，而且降低了接地比壓。液壓挖掘機上的各種液壓元件可相對獨立布置，使整機結構緊湊、外形美觀，同時也易于改進或變型。
②液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有防止過載的能力，所以使用安全可靠，操縱簡便。由于可采用液壓先導控制，無論驅動功率多大，操縱均很靈活、省力，司機的工作條件得到改善。更換工作裝置時，由于不牽連轉臺上部的其他機構，因此更換工作裝置容易，而機械式挖掘機則受到提升機構和推壓機構的牽連和限制。
③由于液壓傳動易于實現自動控制，因此現代液壓挖掘機普遍采用了以微處理器國核心的電子控制單元（ECU），使發(fā)動機、液壓泵、控制閥和執(zhí)行元件在最佳匹配狀態(tài)下工作，以實現節(jié)能和提高作業(yè)效率，同時還可實現整機狀態(tài)參數的電子監(jiān)控和故障診斷?！ ?
④液壓元件易于實現標準化、系列化和通用化，便于組織大規(guī)模專業(yè)化生產，進一步提高質量和降低成本。
1.1.2液壓挖掘機的基本類型及主要特點
液壓挖掘機種類繁多，可以從不同角度對其類型進行劃分。
1. 根據液壓挖掘機種類主要機構傳動類型劃分。
根據液壓挖掘機主要機構是否全部采用液壓傳動，分為全液壓傳動和非全液壓（或稱半液壓）傳動兩種。若挖掘、回轉、行走等幾個主要機構的動作均為液壓傳動，則為全液壓挖掘機。若液壓挖掘機中的某一個機構采用機械傳動，則稱其為非全液壓（或半液壓）挖掘機。一般說來，這種 區(qū)別主要表現在行走機構上。對液壓挖掘機來說，工作裝置及回轉機構必須是液壓傳動，只有行走機構有的為液壓傳動，有的為機械傳動。
2. 根據行走機構的類型劃分
根據行走機構的不同，液壓挖掘機可分為履帶式、輪胎式、汽車式、懸掛式及拖式。
履帶式液壓挖掘機應用最廣，在任何路面行走均有良好的通過性，對土壤有足夠的附著力，接地比壓小，作業(yè)時不需設支腿，適用范圍較大。在土質松軟或沼澤地帶作業(yè)的液壓挖掘機，還可通過加寬履帶來降低接地比壓。為防止對路面的碾壓破壞、有些液壓挖掘機還采用了橡膠履帶。通用通常，履帶行走的液壓挖掘機多為全液壓傳動。
輪胎式液壓挖掘機具有行走速度快，機動性好，可在多種路面通行的特點。近年來，輪胎式挖掘機的生產量日漸增長。
懸掛式液壓挖掘機是將工作裝置安裝在輪胎式或履帶式拖拉機上，可以達到一機多用的目的。這種挖掘機拆裝方便，成本低廉。
汽車式液壓挖掘機一般采用標準的汽車底盤，速度快，機動性好。
拖式液壓挖掘機沒有行走傳動機構，行走時由拖拉機牽引，
3. 根據工作裝置劃分
根據工作裝置結構不同，可分為鉸接式和伸縮臂式挖掘機。鉸接式工作裝置應用較為普遍。這種挖掘機的工作裝置靠各構件繞鉸點轉動來完成作業(yè)動作。伸縮臂式挖掘機的動臂由主臂及伸縮臂組成，伸縮臂可在主臂臂內伸縮，還可以變幅。伸縮臂前端裝有鏟斗，適于進行平整和清理作業(yè)，尤其是修整溝坡。
1.2液壓挖掘機的發(fā)展概況
挖掘機械的最早雛形，主要用于河道、港口的疏浚工作，第一臺有確切記載的挖掘機械是1796年英國人發(fā)明的蒸汽“挖泥鏟”。而能夠模擬人的掘土工作，在陸地上使用的蒸汽機驅動的“動力鏟”于1835年在美國誕生，主要用于修筑鐵路的繁重工作，被認為是現代挖掘機的先驅，距今已有170多年歷史。1950年，德國研制出世界上第一臺全液壓挖掘機。由于科學技術的飛速發(fā)展，各種新技術、新材料不斷在挖掘機上得到應用，尤其是電子技術和信息技術的應用使得液壓挖掘機在作業(yè)效率、可靠性、安全性和操作舒適性以節(jié)能、環(huán)保等方面有了長足的進步。目前液壓挖掘機已經在全世界范圍內得到廣泛應用，成為土石方施工不可缺少的重要機械設備。
1.2.1國外液壓挖掘機目前水平及發(fā)展趨勢
工業(yè)發(fā)達國家的液壓挖掘機生產較早，產品線齊全，技術成熟。美國、德國和日本是液壓挖掘機的主要生產國，具有較高市場占有率。22 20世紀后期開始，國際上液壓挖掘機的生產從產品規(guī)格上看，在穩(wěn)定和完善主力機型 的基礎上向大型化、微型化方向發(fā)展；從產品性能上看，向高效節(jié)能化、自動化、信息化、智能化的方向發(fā)展。
1.2.2國內液壓挖掘機的發(fā)展概況
我國從1967年開始研制液壓挖掘機。早期開發(fā)成功的產品主要有上海建筑機械廠的WY100、貴陽礦山機器廠的W4－60、合肥礦山機器廠的WY60等。到20世紀70年代末80年代初，長江挖掘機廠和杭州重型機械研制成功了WY160和WY250等液壓挖掘機產品。從1994年開始，美國的卡特彼勒公司、日本的神戶制鋼所、日本的小松制作所、日本的日立建機株式會社、韓國大宇重工、韓國現代重工業(yè)以及德國利勃海爾、德國雪孚、德國阿特拉斯、瑞典沃爾沃等公司先后在中國建立了中外合資、外商獨資挖掘機生產企業(yè)，生產具有世界先進水平的多種型號和規(guī)格的液壓挖掘機產品。近年來我國經濟增長迅速，液壓挖掘機市場需求不斷擴大，形成了巨大的挖掘機市場窨，但該行業(yè)主要由合資企業(yè)和外資企業(yè)所壟斷。國內一些工程機械待業(yè)的上市股分公司合資的方式介入了挖掘機產業(yè)，同時國內還有眾多的企業(yè)也在生產液壓挖掘機，但在生產規(guī)模、品種、質量等方面與國外大公司相比還有一定差距。為了發(fā)展民族挖掘機產業(yè)，必須瞄準國際先進水平，圍繞國內外兩個市場，在充分利用國際化配套的國外先進技術的基礎上，增強自主創(chuàng)新意識，掌握核心設計制造技術，發(fā)揮性價比優(yōu)勢，提高產品競爭力，把我國液壓挖掘機產品做大做強。
1.3本次設計內容
本次設計斗容量為0.11m3，全液壓履帶式挖掘機，由于履帶式液壓挖掘機因有良好通過性能應用最廣，對松軟地面或沼澤地帶還可采用加寬、加長以及浮式履帶來降低接地比壓。
第二章 挖掘機的工作裝置設計
2.1確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式
2.1.1確定動臂的結構形式
動臂是工作裝置中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。
直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機，如圖2-1所示。
圖2-1 直動臂結構簡圖
采用整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節(jié)變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。
整體式變動臂結構簡單、價廉，風度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作裝置少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全 不通用的工作裝置。一般說，長期用于作業(yè)相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。
組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。
組合式動臂與整體式動臂相比各有優(yōu)缺點，它們分別適用于不同的作業(yè)條件。組合式動臂的主要優(yōu)點是：
1．工作尺寸和挖掘力可以根據作業(yè)條件的變化進行調整。當采用螺栓或連桿連接時調整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調節(jié)。
2．較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統(tǒng)一化問題。因此其替換工作裝置較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業(yè)裝置要求，不需拆換。
3．裝車運輸比較方便。
由于上述優(yōu)點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用液壓挖掘機作業(yè)條件多時采用組合式動臂較為合適。
本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。
2.1.2 確定斗桿的結構形式
斗桿也有整體式和合式兩種，大多數挖掘機都采用整體式斗桿，當需要調
節(jié)斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置2～4個可供調節(jié)
時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。
2.2確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置
2.2.1動臂油缸的布置
動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。
①油缸前傾布置方案，如圖2－2所示，動臂油缸與動臂鉸接于E點。當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。
②油缸后傾布置方案，如圖2－3所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。
當兩方案的動臂油缸安裝尺寸DE′、鏟斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半徑R相等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即＜。此外，在后傾方案中，動臂EF部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點C與動臂油缸下鉸點D的距離CD雙前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂Cp也較大。因此，在動臂油缸作用國相同時，后傾方案得到較大的動臂作用力矩，這量其優(yōu)點。
圖2-2 動臂油缸前傾布置
圖2-3 動臂油缸后傾布置
顯然，不論是動臂油缸前傾還是后傾方案，當C、D兩鉸點位置和CE長度均不變時，通過加大動臂油缸長度可以增大動臂仰角，從而增大最大挖掘高度，但會影響到最大挖掘測試。所以，在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作裝置的作業(yè)尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。
本設計選用動臂油缸前傾布置方案。
2.2.2斗桿油缸的布置
確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。
①保證斗桿油缸產生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的偷稅漏稅力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍可以取得越小一些。
②保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取100°～130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于10cm。一般來說，斗桿越長，則其擺角范圍可以取得越小一些。
鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，應進行適當修改。
2.2.3鏟斗油缸的布置
確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。
①保證轉斗挖掘時產生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產生的最大斗齒挖掘應能使?jié)M載鏟斗靜止不動
②保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取140°～160°，在特殊作業(yè)時可以大于180°，擺角位置可以按圖3-7布置。當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10°,常取15°～25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。
③鏟斗從位置Ⅰ到位置Ⅱ時（圖2－6），鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘
圖2-4 鏟斗擺角范圍
力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置I開始挖掘。因此，目前一般取位置I至位置II的轉角為30°～50°，在這個角度范圍內可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力。
2.3挖掘裝置總體方案的選擇
挖掘方案選擇的主要依據是設計任務書規(guī)定的使用要求，據以決定工作裝置是通用或是專用的。以挖掘為主的通用裝置應保證挖掘使用要求，并照顧到其它裝置的性能。專用裝置應根據作業(yè)條件決定結構方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時照顧其它條件下性能。
挖掘裝置總體方案的選擇包括以下方面：
1.動臂及動臂液壓缸的布置
確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式或整體式動臂的形狀。確定動臂液壓缸的布置為懸掛式或是下置式。
前面已確定采用整體式動臂，動臂液壓缸的布置為下置式。
2.斗桿及斗桿液壓缸的布置
確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調節(jié)。
前面已確定采用整體式桿。
3.確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數=。
對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗桿之間的長度比可在很大內選擇。一般當＞2時，（有反鏟?。?）稱為長動臂短斗桿方案，當＜1.5葉屬于短動臂長斗桿方案。在1.5～2之間稱為中間比例方案。
要求適用性較強而又無配套替換構件或可調結構的反鏟常取中間比例方案。相反，當用配套替換構件或可調連接適應不同作業(yè)條件時，不同的配置或鉸點連接情況可組成各種比例方案。在使用條件單一，作業(yè)對象明確的條件下采用整體式動臂和斗桿固定鉸接，值由作業(yè)條件確定。從作業(yè)范圍看，在挖高、挖深與挖掘半徑均相同的條件下，愈大作業(yè)范圍愈窄，從挖掘方式看大宜用于斗桿挖掘為主，因其剛度較易保證。而值小宜用于以轉斗挖掘為主。
本設計采用中間比例方案，?。?.8。
4．確定配套鏟斗的種類、斗容量及其主參數，并考慮鏟斗連桿機構傳動比是否需要調節(jié)。
5．根據液壓缸系統(tǒng)壓力、流量、系統(tǒng)回路供油方式、工廠制造條件和三化要求等確定各液壓缸缸數、缸徑、全伸長度與全縮長度之比。考慮到結構尺寸、運動余量、穩(wěn)定性和構件運動幅度等因素一般?。?.6～1.7，個別情況下因動臂擺角和鉸點布置要求可以取≤1.75，而?。?.6～1.7，＝1.6～1.7。
2.3.4 動臂機構參數的選擇
由于鏟斗容量＝0.11m3，根據國內外液壓挖掘機有關設計標準，通過類比法，選出參數機重＝5噸。
又根據經驗公式計算法，參考表1-3機體尺寸和工作尺寸經驗系數表①，線尺寸參數:=m
得出:最大挖掘半徑—=3.35×=5.728m；
最大挖掘深度—=2.05×=3.505m；
最大卸載高度—＝1.55×=2.65m；
據統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般與+ + 的和值很接近。因此由要求，已定的和可按下列經驗公式初選、：
?。健 ∈剑?-2）
=K
其中：=5.728m；＝1.8；
經計算得出：=1.759m；
= =1.8×1.759=3.166m
在三角形CZF中，、和都可以根據經驗初選出：
其中：—動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，
但太小對結構的強度不利，一般取120°～140°，取＝140°；
—前面已算出為3.166m；
—動臂轉折處的長度比，一般根據結構和液壓缸鉸點B的位置來考慮，初步設計?。?.1～1.3，取＝1.2；
因此根據公式：可以算出、、
圖2-5 動臂實際尺寸
l＝
l＝K l 式（3-3）
α=∠ZCF＝arccos()
經計算得出：ZC= =1.529m；
ZF= =1.834m；
=17.9°
如圖2－5所示?！ ?
動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比K4按不同情況選取，專用反鏟可?。?.8；以反鏟為主的通用機，＝0.8～1.1；斗容量1m3左右的通用機，則可?。?。
本設計中?。?。
的取值對特性參數、最大挖掘深度和最大挖高有影響。
加大會使減小或使增大，這下符合反鏟作業(yè)要求，因此基本用作反鏟的小型機?。?0°。
本設計中?。?0°。
斗桿液壓缸全縮時=最大（圖2－6），常選（）=
160°～180°.
本設計中?。ǎ?70°。
取決于液壓缸布置形式，動臂液壓缸結構中這一夾角較
圖2-6 最大卸載高度時動臂機構計算簡圖
小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼加耳座上，B在Z的下面。初定∠BCZ＝5°，根據已知∠CZF＝22.1° ，解得∠BCF＝
17.1°。
由圖2-6得最大卸載高度的表達式為
式（3-4）
由圖2-7得最大挖掘深度絕對值的表達式為
式（3-5）
將這兩式相加，消去，
并令＝＋，＝+-，得到：
＋－［- -A)］
+［-1］=0 式（3-6）
又特性參數：
＝ 式（3-7）
圖2-7 最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖
因此 ?。?
=) 式（3-8）
將上式代入式（3-6）則得到一元函數f()=0。式中和已根據經驗公式計算法求出，
經計算得出：＝29.6°；＝73.5°
最后由式（3-5）求為
?。健 ∈剑?-9）
＝
＝0.638m
（其中：=3.166m；＝1.759m；＝97.1°；
由于履帶總高＝0.32·＝0.547，近似取=0.65m）
然后，解下面的聯立方程，可求σ和ρ：
=arcos()=arc()
=arcos()=arc() 式（3-10）
于是： =
=λx 式（3-11）
=σ·
經計算得出：＝1.63；＝0.67；=0.952m；
＝1.52m；=1.61m
得到的結果符合下列幾何條件：+=2.36≥；|- ︳=0.96≤1
2.3.5斗桿機構參數的選擇
第一步計算斗桿挖掘阻力：
斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角=50°～80°,?。?5°，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時半齒的實際行程為：
其中：—斗桿挖掘時的切削半徑，；
?。剑?.759＋0.803＝2.562m
斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算：
?。?
斗桿挖掘阻力為：
式(3－12)
式中—挖掘比阻力，由表0－10①查得，＝20（III級土壤以下）
—土壤松散系數近似值取1.25。
斗桿與鏟斗和之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉角往往要達到150°～180°，
0.866＝
計算得：＝＝1.137m
把、、、、代入式3-12得
＝2.48KN
第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。
?。絤
其中：根據經驗公式計算法得出＝13.96KN
斗桿液壓缸初始力臂與最大力臂之比是斗桿擺角的余弦函數。設,則
?。?
由圖2－7，取，求得
?。剑?.203m
（其中斗桿擺角范圍大致在105°～125°，?。?05°）
=
=1.588m
2.3.5連桿、搖臂參數的選擇
從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求考慮，必須保證鏟斗六連桿機構在全行程中任一瞬間時都不會被破壞，即保證△、△及四邊形在任何瞬間皆成立。根據鏟斗六連桿機構的要求，借助電子計算機選出可行的方案：
0.27m；0.156m；0.195m；0.312m；0.3m
第三章 挖掘機液壓系統(tǒng)設計
3.1確定液壓系統(tǒng)類型
挖掘機的液壓系統(tǒng)類型很多，習慣上是按主油泵的數量、功率調節(jié)方式和回路的數量來分類。一般有六種基本形式：單泵或雙泵單回路定量系統(tǒng)；雙泵雙路定量系統(tǒng)；多泵多路定量系統(tǒng)；雙泵雙路分功率調節(jié)變量系統(tǒng)；雙泵雙路全功率調節(jié)變量系統(tǒng)；多泵多路定量、變量混合系統(tǒng)。另外，按液流循環(huán)方式的不同，還可分為開式與閉式兩種系統(tǒng)。
根據參考定型產品，選擇雙泵單回路定量系統(tǒng)可以滿足工況要求
3.2液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件的選擇
3.2.1系統(tǒng)主參數的確定
系統(tǒng)工作壓力，流量，以及兩者的乘積，即系統(tǒng)液壓功率是液壓系統(tǒng)的主參數。在系統(tǒng)設計中，往往是先選定工作壓力，然后根據各執(zhí)行元件的運動速度，來確定流量。
系統(tǒng)工作壓力要根據技術要求、經濟效果和制造可能性等三方面來確定。在外負荷已定情況下，系統(tǒng)壓力選得愈高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，可以獲得比較輕巧緊湊的結構，對大型挖掘機來說，更為重要，所以，一般應盡可能選取較高的工作壓力。但是，壓力的選擇還要考慮制造、裝配、密封、維修等因素，壓力太高，密封要求也高、制造維修困難，增大了液壓振動與沖擊，影響了元件壽命和可靠性，此外，壓力增高太多，元件與管道的壁厚相應增加，尺寸與重量的減少率交款愈來愈小。
現有單斗液壓挖掘機所用工作壓力有：
1．中高壓 壓力小于20000kPa,常用于機重小于15t，液壓功率40kW以下的小型機。
2．高壓 壓力小于32000kPa，是目前15t級以上的中型、大型機最普遍采用的壓力等級，根據目前生產水平，壓力再進一步提高，經濟上不能帶來相應的優(yōu)越性。
3．超高壓 壓力超過32000kPa，很多液壓元件需要專門制造，采用這種壓力等級的只占挖掘機總數的10%左右。
本設計中由于機重小于15t，液壓功率小于40kW，工作壓力選用中高壓，取16000 kPa。
3.2.2挖掘機液壓缸作用力的確定
工作裝置各油缸作用力的分析和確定是液壓挖掘機工作裝置設計的重要內容之一。顯然，各油缸的作用力應保證工作裝置在挖掘過程中，斗齒有足夠的挖掘力，以及保證在卸載時能把滿斗土壤舉升到最大幅度和高度所需的舉升力。
工作裝置各油缸作用力有以下兩種情況。
①當油缸兩腔分別接高低壓油路時產生推動機構進行運動的作用力稱為主動作用力（簡稱作用力或者工作力），其最大值取決于該油路的工作壓力和油缸直徑（活塞作用面積）。
②工作裝置工作時作用于閉鎖狀態(tài)（即油缸兩腔與高低壓油路斷開）的油缸上的作用力稱為被動作用力，其最大值則取決于該油缸油路的過載溢流閥壓力和承載活塞面積。當油缸作用力大于外載荷的作用力的時候，該油缸便無回縮現象；否則由于過載溢流閥打開而溢流，便使油缸發(fā)生回縮。
確定工作裝置各油缸的作用力和可能產生的被動作用力后，便可以按照選定的液壓系統(tǒng)的工作壓力確定油缸所需的缸徑以及過載溢流壓力。油缸的行程則由工作裝置機構方案所確定，它與工作裝置的結構方案及鉸點位置有關，而機構方案也決定了各油缸在主動和被動狀態(tài)下的作用力。
液壓挖掘機工作裝置上設置的油缸主要有三種：鏟斗油缸、斗桿油缸和動臂油缸。這些油缸作用力的確定，則取決于工作裝置的形式和工作情況。
①鏟斗油缸作用力的確定
反鏟裝置在作業(yè)過程中，當以轉斗挖掘為主時，其最大挖掘力為鏟斗油缸設計的依據。初步設計時按額定斗容量及工作條件（土壤級別），參考有關資料可初選斗齒最大挖掘力，并按反鏟最主要的工作裝置—最大挖掘濃度深度時能保證最大挖掘力來分析確定鏟斗油缸的工作力。此時計算位置為動臂下放到最低位置，鏟斗油缸作用力對鏟斗與斗桿鉸點有最大力臂，如圖3－1所示。
圖3-1 鏟斗油缸作用力分析
為了簡單，可以忽略斗和土的質量，并且忽略了各構件質量及連桿機構效率影響因素，此時鏟斗油缸作用力為：
式4－1
式中 —鏟斗油缸作用力對搖臂與斗桿鉸點的力臂（此位置為搖臂長度），=0.24m；
—對鏟斗與斗桿鉸點的力臂，參考圖4－1，由CAD得出?。?.705m；
—最大鏟斗挖掘阻力；
把＝20KN、=0.24m、＝0.705m代入式4－1得：
=84.77 KN
而這時斗桿及動臂油缸均處于閉鎖狀態(tài)，斗桿油缸閉鎖力應滿足
≥
式中 —斗桿油缸閉鎖力對斗桿與動臂鉸點的力臂，參考圖3－1
由CAD得出＝0.42m；
—對斗桿與動臂鉸點的力臂，由CAD做圖得＝2.565m；
—對斗桿與動臂鉸點的力臂，由CAD做圖得＝0.98m；
—挖掘阻力的法向分力，?。剑?.1～0.2）＝2～4KN，取＝3KN；
動臂油缸閉鎖力應滿足：
≥
式中 —動臂油缸閉鎖力對鉸點的力臂，＝0.638m；
—對動臂下鉸點的力臂，＝5.255m；
—對鉸點的力臂，＝0.3m；
因此≥478.7KN
②斗桿油缸作用力的確定
圖3-2 斗桿油缸作用力分析
當挖掘機以斗桿挖掘時，其最大挖掘力則由斗桿油缸來保證。斗桿油缸最大作用力計算位置為動臂下放到最低位置，斗桿油缸作用力對斗桿與動臂鉸點有最大力臂，即對斗桿產生最大力矩，并使斗齒尖和鉸點在一條直線上，如圖3－2所示。
與前面推導鏟斗油缸作用力一樣，忽略各構件及斗中土壤質量和連桿機構效率的影響，此時斗桿油缸作用力為：
?。健 ∈?4－2)
式中： —由CAD做圖得，＝2.07m；
—由CAD做圖得，＝0.36m；
得出：＝330.34KN
而此時鏟斗油缸及動臂油缸處于閉鎖狀態(tài)，所以鏟斗油缸閉鎖力應滿足
≥
式中： —由CAD做圖得，＝0.8m；
—由CAD做圖得，＝0.42m；
得出：≥109.438KN
動臂油缸閉鎖力應滿足：
≥
式中： —由CAD做圖得，＝4.52m；
—由CAD做圖得，可忽略不記；
—由CAD做圖得，＝0.638m
得出：≥407.05KN
斗桿最大挖掘力也受到挖掘機穩(wěn)定性條件的限制。
當以斗桿油缸進行挖掘時，由于其作用力臂的變化、結構自身的影響以及鏟斗相對斗桿位置的變化，其斗齒挖掘力也隨之變化。
③動臂油缸作用力的確定
動臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升鏟斗內裝滿土壤的工作裝置至最大卸載距離位置進行卸載來確定，其計算簡圖3－3所示
圖3-3 動臂油缸作用力分析
此時動臂油缸作用力為：
式(4－3)
式中： —鏟斗及其裝載土壤的重力，N；
—斗桿所受重力，N；
—動臂所受重力，N；
—鏟斗質心到動臂下鉸點的水平距離，m；
—斗桿質心到動臂下鉸點的水平距離，m；
—動臂質心到動臂下鉸點的水平距離，m；
由CAD做圖＝1.155m；＝3.33m；＝4.72m；
查表2－7①由比擬法得出: =2.23KN；＝1.79KN；
＝20＋0.86＝20.86KN [其中斗內土重=20KN，鏟斗重=0.86KN]；
把、、、、、、0.61m代入上式得：
=281.57KN
第四章 工作裝置的強度校核計算
4.1斗桿的計算
挖掘裝置的斗桿（尤以標準和加長斗桿）強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產生的最大彎矩來確定。根據斗桿工作情況的手試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用轉斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定：
1． 按反鏟裝置作用力分析的電算結果選定。
2． 近似計算時，一般取以下兩個位置：
計算位置I（圖4－1），條件為：
1）動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）；
2）斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90°）；
3）斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上；
4）側齒遇障礙作用有橫向力。
這時，工作裝置上的作用力有工作裝置各部分的重量（鏟斗重，斗桿重和動臂重），作用于斗側齒上的挖掘阻力（包括切向力為，法向分力和側向力）。
鏟斗挖掘時，鏟斗液壓缸工作力所能克服的切向阻力可取鏟斗為隔離體，按對鉸點的力矩平衡方程＝0求得
式(5－1)
式中：—由圖4－1畫圖得，＝0.766m；
—由圖4－1畫圖得，＝0.3m；
圖4-1 斗桿計算位置I
—由圖4－1畫圖得，＝0.423m；
—由圖4－1畫圖得，＝0.268m；
—由圖4－1畫圖得，＝0.142m；
把、、、代入式5－1得：
求得：＝41.718kN
法向阻力決定于動臂液壓缸的閉鎖力，可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點的力矩平衡方程＝0求得：
式5－2
式中：—動臂液壓缸的閉鎖力，＝286kN；
—工作裝置各部分重量對點的力矩之和，相應的力臂值由圖4－1確定為：
—由圖4－1畫圖得，＝1.36m；
—由圖4－1畫圖得，＝1.99m；
—由圖4－1畫圖得，＝1.1m；
—由圖4－1畫圖得，＝0.325m；
—由圖4－1畫圖得，＝3.16m；
—由圖4－1畫圖得，＝2.05m；
把、、、、、代入式5－2得：
?。?.15kN
取斗桿（帶斗）為隔離體，列出對鉸點力矩平衡方程＝0，可求得斗桿液壓缸作用力（被動狀態(tài)）。一般情況下，此力與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖壓力決定）相近。
式（5－3）
式中： —由CAD做圖得，=0.46m；
—由CAD做圖得，=1.56m；
—由CAD做圖得，=0.766m；
—由CAD做圖得，=1.39m；
—由CAD做圖得，=0.49m；
把、、、、代入式5－3得：
＝0.46[41.718(1.56+0.766)+0.86×1.39＋2.23×0.49]
解得：＝45.69kN
鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力由回轉機構的制動器承受，此力的最大值決定于回轉平臺的制動力矩，其值為：
式（5－4）
式中： —橫向阻力與回轉中心間的距離, 由CAD做圖得，=1.28m；
—回轉平臺制動器可承受的最大力矩，＝4925.3N·m。
把、代入式（5－4）得：
=3.848kN
計算位置II（圖4－2），條件為：
1) 動臂位于動臂液壓缸對鉸點有最大作用力臂處；
2) 斗桿液壓缸作用力臂最大；
3) 鏟斗斗齒尖位于、兩鉸點連線的延長線上，或鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力位置（圖4－2中II位置）；
4) 正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力作用。
圖4-2 斗桿計算位置II
此時工作裝置上的作用力僅為工作裝置的自重及斗齒上的作用力及。
作用力的分析方法同上。
切向阻力：
法向阻力：
橫向挖掘阻力：
通過CAD畫圖得：
—由圖4－2畫圖得，＝0.423m；
—由圖4－2畫圖得，＝0.29m；
—由圖4－2畫圖得，＝0.14m；
—由圖4－2畫圖得，＝1.52m；
—由圖4－2畫圖得，＝2.225m；
—由圖4－2畫圖得，＝1.36m；
—由圖4－2畫圖得，＝0.56m；
—由圖4－2畫圖得，＝2.8m；
—由圖4－2畫圖得，＝0.45m；
—由圖4－2畫圖得，=0.46m；
—由圖4－2畫圖得，=1.56m；
—由圖4－2畫圖得，=0.77m；
—由圖4－2畫圖得，=1.39m；
—由圖4－2畫圖得，=0.49m；
—由圖4－2畫圖得，=1.22m；
通過計算得出：
?。?3.51kN； ＝6.45kN； ?。?.037kN；
根據以上位置的斗桿作用力分析，便可作出斗桿的內力圖。對于計算位置I，斗桿內力圖包括斗桿軸向力，斗桿平面內、外的彎矩、和剪力、，以及扭矩；對于計算位置II或II′，斗桿內力側僅有，、。
斗桿受載荷最嚴重的那一側，危險斷面為m-m。作用在這個截面中心上載荷有：
斗桿受力圖
力可對斗齒取力矩平衡方程式來解得：
=
=2.87kN
垂直平面內的彎矩（y-z平面內）
＝
=81.35kN
通過斗桿中心垂直于yz平面的xz平面中的彎矩為：
=
=0.8kN·m
沿斗桿軸向拉力為：
=
=39.25kN
這樣斗桿危險斷面上正應力為：
=
=83Mpa<
式中：—許用應力，?。?.85；
—斗桿梁的斷面積。
斗桿還應根據危險斷面上的內力進行整體穩(wěn)定驗算，其應力值為：
式中：—截面對x-x軸、y-y軸的抗彎斷面系數；
—斗桿梁橫斷面的毛面積；
—中心壓桿許用應力折減系數，可根據斗桿梁的細長比來定。
按下式求出：
?。?=3.34
上式中用下式求出
?。?=527
式中： —斗桿的計算長度；
—計算截面的最小回轉半徑；
—計算截面的最小轉動慣量；
因此斗齒截面上的應力：
σ＝82.45Mpa≤
對于承受扭力的單梁方型斷面斗桿，還要計算其扭力矩：
=63.51×0.4＋4.037×0.18
＝26.13kN·m
其扭曲應力為：
=
=120.97Mpa
≤
式中：、—單梁方型斷面相應邊壁厚中心線距；
—最薄處的壁厚。 經驗算，該斗桿符合要求。
4.2動臂的計算
反鏟裝置動臂的強度計算同樣應按挖掘工作中對動臂可能出現的最大載荷選定計算位置。除按電算結果進行選擇外，一般近似計算可采用以下計算位置：
動臂計算位置I，條件為：
1） 動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）；
2） 斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點三點位
將支座點產總反力銨兩支座三個座標方向分解。支座總反力分解為和并平均分配作用于兩支座。橫向力引起動臂的彎矩和扭矩可用支座反力和的形式來代替：
式（5－5）
式（5－6）
式中：—支座處的橫向彎矩；
—支座處的扭矩（即）；
由于動臂支座內的側向間隙，橫向力可能同其中一個分支座（左邊或右邊的）來承受。
這樣，距動臂支座的截面的內力可按下列各式求得：
垂直平面內的彎矩：
橫向彎矩：
軸向力：
整體彎曲動臂對彎曲部分的斷面進行強度計算時，應考慮按曲梁進行驗算，即在彎曲平面內的應力按下式計算：
式（5－7）
式中： —斷面積；
—斷面彎曲處的曲率半徑；
—重心至計算點的距離，該點在曲率中心與斷面重心之間為負，反之為正；、
—斷面形狀及曲梁曲率有關系數；
＝(積分范圍由斷面中心軸至最邊緣點)對簡單的幾何圖形（矩形圓形等）為無窮級數，可以近似計算之，一般用替代，則；
動臂計算位置II，條件為：
1） 動臂位于動臂液壓缸作用力臂最大值處（）；
2） 斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部軸部夾角90°時）；
3） 鏟斗發(fā)揮最大挖掘力位置，進行正常挖掘。
此位置相當于斗計算位置II′，工作裝置上的作用力亦相同。
動臂的內力圖，包括軸向力N，動臂平面內的彎矩，剪力；平面外的彎矩，剪力和扭矩。
總 結
本次畢業(yè)設計歷時一個學期，是在大學四年所學知識的一次綜合應用，它將理論與實際結合在一起，即總結了大學學習的重要內容，又給我們提供了應用所學知識和查閱有關資料的能力，是對大學四年學習的檢驗和完善。
本次畢業(yè)設計，將機械、液壓結合在一起，突出體現了機械行業(yè)的發(fā)展方向，同時，各學科的交叉與綜合顯得相當明顯，這也是多學科發(fā)展的方向。
本次設計的履帶式液壓挖掘機與其它類型的挖掘機相比在很多優(yōu)點，傳動平穩(wěn)，結構簡單。設計過程中運用AutoCAD制圖設計，使計算更準確，設計更合理，充分體現出了現代設計的優(yōu)越性。
通過這次畢業(yè)設計，我學會了如何查閱資料，如何應用已學的知識，深刻體會了所學知識的重要性，以及使所學知識聯系起來成為一個系統(tǒng)的整體的必要性，逐漸形成一套自己提出問題、分析問題、最后解決問題的整套思路。這些寶貴財富都會使自己在將來的學習和工作中受益匪淺。由于所學知識有限，實際經驗缺乏，因此，畢業(yè)設計中難免存在缺陷與不足，懇請各位老師及評閱者批評指正，將在今后的學習和工作中進行彌補。
致 謝
本課題是在導師的悉心指導下完成的，在將近三個月的設計期間，老師在學習上給予我許多關懷和幫助。在導師的指導和培養(yǎng)下，本人獨立思考與解決實際問題的能力明顯有了很大的提高。老師嚴謹的治學態(tài)度、淵博的學識、一絲不茍的作風使我受益非淺；他循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，從而使設計在原有能力上更合理、更完美。在論文完成之際謹向辛勤培養(yǎng)自己的老師致以深深的敬意和衷心的感謝。
在課題進展中，還得到了許多可敬的師長、同學、朋友的指導和幫助，在些，一并表示表示誠摯的謝意。
特別感謝我的父母，他們多年來對我的學業(yè)提供了物質資助和精神支持，使我順利完成學業(yè)。
最后衷心感謝百忙之中抽出時間評閱論文和參加答辯的各位老師。
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