22T液壓挖掘機總體與底盤設計畢業(yè)設計

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1、 二二 一一 三三 屆屆 畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計 22T22T 液壓挖掘機總體與底盤設計液壓挖掘機總體與底盤設計 學學 院：院： 工程機械學院工程機械學院 專專 業(yè)：業(yè)：機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化 姓姓 名：名： 學學 號：號： 2504090115 指導教師：指導教師： 完成時間：完成時間： 2013 年年 6 月月 4 日日 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 第 1 頁 摘要 隨著社會的不斷進步，改革開放的深入，我國的基礎建設項目不斷增多，對工程機械產品的需求量也越來越大。液壓挖掘機是工程機械的重要產品之一，具有較高的技術含量。而中型型液壓挖掘機在我國的發(fā)展中需求量不斷

2、增多，而其技術還遠遠落后于國外。在參照和分析卡特 323DL 和系列小型液壓挖掘機的基礎上，設計了 22T中型液壓挖掘機。 本文完成的主要工作有： 1)建立了液壓挖掘機主工作裝置的數(shù)學模型； 2)針對工作裝置的計算工況，建立了相關的力學模型； 3)確定了液壓挖掘機的設計方案，完成了主要參數(shù)的設計計算； 4)對主要工作裝置的鉸點和關鍵部位進行力學分析和計算； 5)建立了底盤行走系的數(shù)學模型和結構模型； 6)對工作裝置的相關部件進行的校核計算； 關鍵詞：液壓挖掘機，工作裝置，底盤行走系，液壓系統(tǒng)，挖掘裝置 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 第 2 頁 Abstract With the deve

3、lopment 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 d

4、esign 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

5、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

6、 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. Keywords: Hydraulic ex

7、cavator , work equipment, chassis motion train, hydraulic system，dig equipment. 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 第 I 頁 目錄 1.1.緒論緒論. .1.1 1.1 概論.錯誤錯誤! !未定義書簽。未定義書簽。 1.2 國內外挖掘機的發(fā)展狀況.1 1.2.1 近年來國外液壓挖掘機主要發(fā)展情況.錯誤錯誤! !未定義書簽。未定義書簽。 1.2.2 國內挖掘機目前水平及發(fā)展動向.錯誤錯誤! !未定義書簽。未定義書簽。 1.3本設計研究的主要內容.4 1.4 本課題的技術難點及解決的主要手段.5 2.2.總體設計總體

8、設計. .5.5 2.1 整機總體參數(shù)的初步確定.5 2.1.1 設計參數(shù)指標的合理性分析.5 2.1.2 主要參數(shù)的選擇.5 2.2 重量參數(shù)的初步確定.6 2.2.1 整機重量初步確定.6 2.2.2 機體尺寸的初步確定.6 2.3 整機及各部分結構型式的初步確定.8 2.3.1 動臂結構型式的初步確定.8 2.3.2 斗桿結構型式的初步確定.9 2.3.3 傳動型式的初步確定.9 2.3.4 回轉機構結構型式的初步確定.11 2.4 功率參數(shù)及發(fā)動機的初步選定.13 2.4.1 整機功率參數(shù)的初步確定.13 2.4.2 發(fā)動機的初步選定.13 2.5 回轉速度、工作循環(huán)時間及生產率的估算

9、.14 3.3.履帶式液壓挖掘機工作裝置設計履帶式液壓挖掘機工作裝置設計.14.14 畢業(yè)設計（論文）報告紙 第 II 頁 裝 訂 線 3.1 確定工作裝置的幾何尺寸.15 3.1.1 斗形參數(shù)的選擇.15 3.1.2 動臂及油缸鉸點的布置.16 3.1.3 動臂尺寸參數(shù)的確定.17 3.1.4 斗桿機構的尺寸參數(shù)的確定.17 3.1.5 鏟斗連桿機構設計.18 3.2 整機作業(yè)范圍和挖掘包絡圖.20 3.3 挖掘阻力、油缸作用力和閉鎖力的計算.22 3.3.1 鏟斗挖掘阻力.22 3.3.2 斗桿挖掘阻力計算.24 3.3.3 鏟斗、斗桿、動臂油缸缸徑的確定.25 3.3.4 鏟斗、斗桿理論

10、挖掘力的計算.25 3.3.5 動臂油缸作用力的計算.28 3.3.6 液壓缸閉鎖力計算.31 4.4.挖掘機回轉機構的設計挖掘機回轉機構的設計.35.35 4.1 回轉支撐裝置類型的選擇.36 4.2 回轉機構參數(shù)的選擇.37 4.3 最佳轉速計算.38 4.4 回轉功率的計算.38 4.5 回轉支承結構的選擇.39 4.6 回轉機構齒輪傳動設計.40 4.7 回轉循環(huán)時間計算.40 4.8 回轉機構的校核.41 5.5.液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的設計液壓挖掘機液壓系統(tǒng)的設計.42.42 5.1 挖掘機液壓系統(tǒng)的基本組成及其基本要求.42 5.2 液壓系統(tǒng)主參數(shù)的確定.44 5.3 液壓泵和馬達的

11、選取.44 5.3.1 液壓馬達的選取.44 畢業(yè)設計（論文）報告紙 第 III 頁 裝 訂 線 5.3.2 液壓馬達的選取.45 5.4 液壓系統(tǒng)回路組合.46 5.5 液壓系統(tǒng)驗算.47 5.6 液壓沖擊的防止.48 6.6.液壓挖掘機行走裝置設計液壓挖掘機行走裝置設計.48.48 6.1 行走裝置的選型.49 6.2 行走裝置尺寸參數(shù)的確定.50 6.2.1 履帶板的設計選取.50 6.2.2 驅動輪的設計.52 6.2.3 導向輪外徑的確定.54 6.2.4 支重輪參數(shù)選取.54 6.2.5 托鏈輪直徑.54 6.3 承載能力計算.55 6.4 牽引力和牽引功率計算.56 6.5 行走

12、馬達的選用.56 6.6 挖掘機行走機構性能校核.57 6.6.1 最大牽力的計算.57 6.6.2 原地轉彎能力的校核.58 6.6.3 爬坡能力校核.58 7.7.總結總結.59.59 參考文獻.60 后記.61 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 1 頁 1.1.緒論緒論 1.11.1 概述概述 2013 年，是“十二五”發(fā)展規(guī)劃承前啟后的一年，也是我國工程機械行業(yè)承前啟后的一年，新的起點充滿著新的發(fā)展契機?；仡欉^去一年，我國工程機械行業(yè)集體遭遇了市場寒冬，各工程機械生產公司的銷量均出現(xiàn)了大幅下降，這對我國工程機械行業(yè)是一個嚴峻的考驗，也是一個加強自身質量建設和企業(yè)文化

13、建設的關鍵時期。 縱觀海外工程機械廠家，企業(yè)利潤都不再以單一的產品銷售為主，而是轉向了產業(yè)鏈經營模式。比如卡特的銷售利潤只占到公司總利潤的 55%左右，而其余主要是產品服務帶來的利潤，并且，根據(jù)其未來的發(fā)展規(guī)劃，賣產品的利潤所占的比例還將進一步降低，這樣，市場的波動對它利潤的影響可以說是微乎其微。所以，盡管 2013年工程機械遭遇了罕見的寒冬， 但卡特的整體利潤非但沒有像國內廠家一樣出現(xiàn)大幅下滑，反而取得了小幅上升。這說明產業(yè)鏈式的經營模式能夠有效抵制市場波動的影響，這也是我國工程機械廠家正在探索的一種發(fā)展模式。根據(jù)市場規(guī)律，每一個行業(yè)發(fā)展到一定程度，必然向主要提供服務性產品的方向發(fā)展，工程機

14、械行業(yè)也不列外。因此探討工程機械產業(yè)鏈發(fā)展是非常值得的，特別是在我國工程機械遭遇寒冬之后，這將為我國工程機械的發(fā)展提供新的道路和巨大的機遇。 但是， 這也是一個非常大的挑戰(zhàn)， 因為我國的相關技術特別是液壓技術還未成熟，一些關鍵的產品還需進口。因此，在發(fā)展產業(yè)鏈式的工程機械行業(yè)新模式之前，我們還要很長的路要走，還要很多事要做。比如攻克有關技術難題、增強企業(yè)凝聚力、塑造良好的企業(yè)文化等等。 面對我國工程機械發(fā)展中的瓶頸，作為在校本科生，能做的就是運用自己所學的知識，嘗試開發(fā)更加新型的、先進的機械。23T 的液壓挖掘機屬于中型挖掘機，在我國各類工程施工中非常常見，本次設計主要做這種機型的整體設計及其

15、底盤設計。 21 世紀以來，世界液壓挖掘機的年銷售量大約為 1520 萬臺左右。 1.21.2 國內外液壓挖掘機發(fā)展狀況國內外液壓挖掘機發(fā)展狀況 1.2.1 近年來國外液壓挖掘機主要發(fā)展情況 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 2 頁 （1）.小型液壓挖掘機得到迅猛發(fā)展。2002 年前后歐美市場小型液壓挖掘機的銷售量約為挖掘機總銷量的 40%50%?，F(xiàn)在最小的液壓挖掘機機重 0.50.8t,功率10kw,斗容量小于 0.1 m3。 （2）.發(fā)展大型和巨型液壓挖掘機滿足露天礦日益增長的需要。例如 Terex/O+K公司的 RH400 型， 機重 980t,功率 21640 kw

16、,斗容量 50 m； 日立公司的 EX8000型，機重 805t，功率 21400 kw,斗容量 40 m3。 （3）.液壓系統(tǒng)實現(xiàn)高壓化。液壓系統(tǒng)的最大壓力達到 3540 Mpa 高壓化的液壓元件重量輕、傳動能力大、傳動效率高。 （4）.采用低能耗、低廢氣排放量的發(fā)動機，嚴格遵守防污染、低噪音的環(huán)保要求。國外挖掘機普遍提高了發(fā)動機的功率，增大工作裝置的挖掘力和加快行走速度。 （5）.液壓挖掘機實現(xiàn)計算機智能化監(jiān)控控制和模式開關操作，使挖掘機經常處于最佳工作狀態(tài)作業(yè)。提高了作業(yè)可靠性，延長挖掘機使用壽命 （6）.司機室汽車化，大視野、低噪音、緩沖減震，內部設有各種監(jiān)控儀表和操作設備，有采暖、通

17、風等各種生活設置，以及 GPS 定位系統(tǒng)，司機工作環(huán)境舒適、方便和安全，勞動條件得到很大改善 （7）.應用先進的設計理論和方法設計挖掘機，例如：有限壽命設計理論、疲勞損傷累計理論、斷裂力學、優(yōu)化設計、有限元法、有限壽命設計等。工作裝置、行走底架、 回轉平臺優(yōu)化的結構， 按應力分布不同而合理應用不同的鋼材， 減輕整機重量、降低制造成本、提高使用可靠性和壽命。 （8）.十分重視挖掘機的試驗研究工作。各著名的液壓挖掘機制造公司都有自己的實驗室或試驗基地， 對液壓挖掘機進行各種試驗研究。 如： 鋼結構的疲勞強度試驗、整機可靠性試驗、液壓系統(tǒng)控制試驗、人機工程學試驗、各種零部件試驗等等。 1.2.2 國

18、內挖掘機目前水平及發(fā)展動向 上世紀八、九十年代我國的經濟蓬勃發(fā)展，各種工程（例如長江三峽、小浪底水電站、鐵路和高速公路、市政工程、房屋建筑等）相繼開工，受工期限制，急需大量高質量的工程機械， 尤其是挖掘機。 我國的挖掘機產業(yè)卻受到技術不足、 資金短缺、特別是國產化配套件的質量不過關， 各工廠面臨體制改革等等因素制約， 而停步不前。九十年代初我國每年從國外進口的挖掘機和走私的二手挖掘機約 1萬臺。這一現(xiàn) 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 3 頁 象受到國外挖掘機生產廠家的關切，紛紛到中國來尋求商機。1995 年前后我國液壓挖掘機步入合資(或外商獨資)辦廠的新階段，開辟了挖掘機

19、發(fā)展的新紀元。到 1997年主要合資或獨資企業(yè)有： 成都工程機械廠與日本神戶制鋼合資成立成都神鋼建設機械有限公司，合肥礦山機器廠與日本日立建機合資成立合肥日立挖掘機有限公司（現(xiàn)為 “日立建機（中國）有限公司” ） ，山東推土機廠與日本小松公司成立小松山推工程機械有限公司， 常州林業(yè)機械廠與韓國現(xiàn)代公司合資成立常州現(xiàn)代工程機械有限公司（現(xiàn)為“現(xiàn)代（江蘇）工程機械有限公司” ） ，徐州工程機械集團公司與美國卡特彼勒公司合資成立卡特彼勒（徐州）工程機械有限公司，韓國獨資的大宇（煙臺）工程機械有限公司(現(xiàn)為“斗山工程機械（中國)有限公司” ） ，以及以貴礦為主的貴州詹陽機械工業(yè)有限公司（現(xiàn)為“貴州詹陽

20、動力重機有限公司” ）等。國內合資獨資公司按原國外公司的技術要求生產該公司的品牌挖掘機，采用國際著名公司的配套件，使在中國制造的挖掘機技術性能和質量提升到國際水平。 這種狀況促使國內生產廠家變革，新興廠不斷增加，老廠改制重組，機型更新?lián)Q代。各廠皆提高了挖掘機的性能和制造質量，由國產化配套轉向全球配套采購，使挖掘機水平靠近國際挖掘機的水平。國內制造的品牌機性能和質量與國外進口機相差不多，但是性價比高，其價格是進口機的 7080，售后服務能及時得到保證。受到廣大用戶的歡迎。到 2000 年國內制造的液壓挖掘機銷售量達到 8000 臺以上。國外許多挖掘機的配套廠家到中國開辦挖掘機專用的配套件廠，如上

21、海帝人制機、天津亞實履帶等。國內有關配套件廠家或自行研發(fā)，或與國外廠家合資，改進產品性能，提高產品質量，投入到挖掘機行業(yè)競爭中。 在 21 世紀的前十年，國內挖掘機制造企業(yè)的數(shù)量猛增至 6070 家，合資、獨資、國企、民營各公司齊頭并進生產各種型式的液壓挖掘機，其中主要生產廠約有40 余家。挖掘機的產銷量年年翻番。一些新興公司在三、五年間產銷量即增至數(shù)千臺。20032005 年間，每年的銷售量為 35000 臺左右，其重要的原因是小型液壓挖掘機遍地開花、快速發(fā)展，占有挖掘機總銷量的 2025比重。外企新產品頻出，如新一代帶有 GPS 定位系統(tǒng)和監(jiān)控系統(tǒng)的小松 PC8 型液壓挖掘機， 斗山公司

22、DH500LC，合肥日立建機 ZX850、ZX1200 等；一些國內企業(yè)自主創(chuàng)新，研發(fā)出自己的高質量高性能的環(huán)保型挖掘機，如：貴州詹陽動力重機有限公司 2004 年研制出行駛速度 50km/h 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 4 頁 的輪式挖掘機，2008 年又生產出 100km/h 的輪式挖掘機并投入批量生產；四川邦立重機有限公司開發(fā)出整機質量 100t、120t、165t 的大型液壓挖掘機，填補了國內空白，可以代替部分進口機；邦立重機還生產電力驅動的礦用中大型液壓挖掘機和鋼廠用的液壓抓鋼機，在國內已有數(shù)百臺銷量。 根據(jù) 2008 年對國內 40 多家主要生產企業(yè)的統(tǒng)計

23、， 共生產液壓挖掘機 87650 臺，銷售 82765 臺（其中 6t 以下的小型挖掘機占 20以上） ；據(jù)海關統(tǒng)計，2008 年國內進口挖掘機械 33949 臺，出口 8653 臺；2009 年國內生產液壓挖掘機約 10 萬多臺，銷售液壓挖掘機 95012 臺，進口挖掘機械 23613 臺（價值約 15 億美元） 。2010 年生產達到 16.5 萬臺。我國液壓挖掘機產業(yè)進入了蓬勃發(fā)展的高峰期。在 21 世紀第二個十年，液壓挖掘機將面臨新一輪的發(fā)展，機種更新，科技含量更高。產品高性能、高質量、低能耗、更環(huán)保。而液壓挖掘機的生產企業(yè)將面臨著優(yōu)勝劣汰、進行重組和改造的激烈市場競爭。 1.31.3

24、 本設計研究的主要內容本設計研究的主要內容 本次所設計的挖掘機為中型反鏟液壓挖掘機。設計的內容為總體設計，主要包括主工作臂的設計、 底盤行走系統(tǒng)的設。 總體設計的優(yōu)劣決定了其它零部件設計的質量，也決定了整機的性能。合理的、全面的總體設計是整個設計任務順利完成的保證。因此，對整體設計必須從一個更高的層次出發(fā)，對整體設計必須提出更高的要求。 總體設計主要是對中型液壓挖掘機進行深入地分析，并提出切實可行的方案，對整體參數(shù)、整體布局、整體結構、整機系統(tǒng)及其主要零部件進行設計計算，最后再將其建模裝配。在整體設計中，主工作裝置的設計、底盤行走系統(tǒng)的設計是最重要的，也是整機設計的關鍵所在。因為對于整個挖掘機

25、而言，主工作裝置和底盤行走系是整個機器工作的前提和保證，它將決定整個機器的性能和質量。主工作裝置的設計必須考慮全面，比如外形尺寸、形狀、鉸點布置、工作過程中不能相互干涉、強度、剛度等等。 而對于底盤行走系統(tǒng)， 履帶式比輪式更加穩(wěn)定， 轉彎半徑更小， 接地比壓更大，附著性能更好，結構布置更加緊湊，執(zhí)行操作更加方便。此次設計的主工作裝置主要采用反鏟裝置，動臂部分主要采用整體式彎動臂，這樣有利于得到較大的挖掘深度。斗桿部分主要采用整體式直動斗桿；鏟斗部分采用道側齒的鏟斗。底盤行走系采用履帶式行走底盤，在設計底盤過程中盡量采用標準件，以便更換方便。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第

26、 5 頁 1.41.4 本課題的技術難點及解決主要手段本課題的技術難點及解決主要手段 對于挖掘機的整體設計，其難點是主工作裝置和底盤行走系的設計。主工作裝置是整個機器的工作部分，它直接影響到整機的工作性能。它主要由動臂、斗桿、動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸組成。對于動臂、斗桿和鏟斗的外形尺寸、形狀、空間結構布局，主要是根據(jù)卡特 323DL、小松 PC220-8、三一 SY215C-8 和玉柴YC230LC-8 這四種中型液壓挖掘機類比來確定，最后經計算證明其設計也基本上滿足要求，能夠實現(xiàn)預期目標。底盤行走系是整個機械機體的支撐，它設計的好壞直接影響到整機的穩(wěn)定性能和行使性能。對于底盤行走系

27、，主要是由“四輪一帶” 、履帶架和 X 型機架組成。 我們經過現(xiàn)場調研后決定采用全液壓挖掘機的底盤， 即全液壓驅動、轉向和制動。全液壓可以使其工作更方便，操作也更方便，還可以快捷順利地實現(xiàn)無級變速。 這次設計所采用的主要設計手段是數(shù)值計算和計算機繪圖（主要包括 pro/E 和AutoCAD 等） 。設計方法主要采用類比法和傳統(tǒng)法。首先對整機所要求達到的技術目標進行分析和設定，再對機體中具有決定作用的零部件進行正確的分析。再設計過程中，發(fā)現(xiàn)的技術難點和急需要解決的問題，首先查找有關資料或向指導老師請教，再經過自己的思考和整理，真正找到相應的解決問題的方法，最終解決問題并校核。 2.2.履帶式液壓

28、挖掘機總體設計履帶式液壓挖掘機總體設計 2.12.1 整機總體參數(shù)的初步確定整機總體參數(shù)的初步確定 2.1.1 設計參數(shù)指標的合理性分析 液壓挖掘機的主要參數(shù)有功能參數(shù)、尺寸參數(shù)、重量參數(shù)、功率參數(shù)、經濟性等指標參數(shù)，其中最重要的是斗容量，機重和發(fā)動機功率。 2.1.2 主要參數(shù)的選擇 選擇確定液壓挖掘機主要參數(shù)的基本依據(jù)： （1） 設計任務書所規(guī)定的鏟斗容量、用途和作業(yè)要求、工作條件等； （2） 有關國內外同類型、同等級液壓挖掘機的技術資料，國家以及企業(yè)的系列標準等； （3） 理論分析或經驗計算； （4） 使用單位的要求和制造廠商的生產條件等； 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62

29、頁 第 6 頁 2.1.3 合理的主要參數(shù)應該符合的條件 （1） 滿足實際使用要求實用性； （2） 適合于生產廠的制造條件可能性； （3） 充分發(fā)揮發(fā)動機功率經濟性； （4） 與國內外同類型產品相比較有較先進的技術經濟指標和可靠的工作性能保證機型的先進性。 2.22.2 重量參數(shù)的初步確定重量參數(shù)的初步確定 重量參數(shù)包括整機重量及各總成的重量。 2.2.1 整機重量初步確定 整機重量可以通過類比國內外同類型樣機得出（本次設計選取了 3 個同類型樣機） 類比公式： 12GG設計機重樣機機重= 12qq 設計機重：23T 其中 q=1.0 M 1).卡特 323DL 挖掘機 整機工作重量 ：23T

30、 其 q=1.2M; 2).小松 PC220-8 挖掘機 整機工作重量：23.1T 其 q=1.0 M; 3).三一 SY215C-8 挖掘機 整機工作重量：20.9T 其 q=0.93M 所以平均得 G=21.975T ，平均 q=1.015M；可算得設計機重 G=21.65T，取 G=22T。 各總成重量的初步確定 各總成重量包括：反鏟作業(yè)裝置、底盤和平臺重量參數(shù)，由經驗公式： iiGGk G 確定。 式中iGk各部分重量系數(shù)。 查找資料得：反鏟作業(yè)裝置重量參數(shù) k=0.15；底盤重量參數(shù) k=0.42；平臺重量參數(shù)k=0.18。 所以算得：反鏟作業(yè)裝置重量 G=3.30T；底盤重量 G=

31、9.42T；平臺重量 G=3.96T。 2.2.2 機體尺寸的初步確定 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 7 頁 機體尺寸包括：機體的外形尺寸、工作裝置尺寸和工作尺寸等。根據(jù)經驗公式： 3iliLkG 確定。 表 2.1 機體外形尺寸： 名稱 機體尺寸系數(shù) 計算結果(m) 取值(m) 履帶長度 1.36 3.8108 3.810 軌距 0.8 2.2416 2.240 轉臺寬度 0.92 2.5779 2.580 司機棚高度 0.96 2.6900 2.700 轉臺底部離地高 0.40 1.1208 1.120 尾部半徑 0.96 2.6900 2.700 前部離回轉中心

32、0.42 1.1769 1.180 機棚總高 0.80 2.2416 2.240 履帶總高 0.32 0.8967 0.900 底架離地隙 0.14 0.3923 0.400 臂鉸離回轉中心 0.15 0.4203 0.420 臂鉸與液壓缸鉸距 0.30 0.8406 0.840 臂鉸與液壓缸鉸傾角 40- 50 履帶板寬 0.4-0.6 滾盤外徑 0.45 1.2609 1.260 臂鉸離地高 0.64 1.7933 1.800 表 2.2 反鏟作業(yè)尺寸： 名稱 代號 計算結果 取值 臂長 1lk=1.8 5.0437 5.040 斗桿長 2lk=0.8 2.2416 2.240 斗長度 3

33、lk=0.5 1.4010 1.400 動臂轉角 1 -50- 40 斗桿轉角 2 50- 160 鏟斗轉角 3 50- 180 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 8 頁 最大挖掘半徑 Rk=3.45 9.6670 9.800 最大挖掘深度 Zk=2.15 6.0244 6.600 最大卸載高度 Qk=1.80 5.0437 6.400 最大挖掘高度 Hk=2.35 6.5848 6600 以上參數(shù)的選取是主要依據(jù)經驗公式計算， 同時參照樣機， 做出的初步參數(shù)選定，這些參數(shù)只是初步選定，仍需做進一步改動、調整。 2.32.3 整機及各部分結構型式的初步確定整機及各部分結構型

34、式的初步確定 2.3.1 動臂結構型式的初步確定 目前，反鏟動臂可以分為整體式和組合式兩類。 整體式動臂又有直動式和組合式兩類。直動式動臂結構簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。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式和強度值得注意的是，近年來懸掛式挖掘機出現(xiàn)了小彎臂的結構形式，是直動臂的改良，動臂的箱型結構可以不用開口，動臂和斗桿油缸及管路的布置也比較方便。 整體式動臂結構簡單、價廉。剛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較少、通用性較差。 組合式動臂工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化調整，且調整時間短

35、。能較合理的滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結構要求，裝車運輸也比較方便。 其缺點是質量大，制造成本高，一般用于中、小型挖掘機上。 ，綜上選用整體式動臂。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 9 頁 1-整體式動臂 2-動臂油缸 3-斗桿油缸 4-斗桿 5 斗桿液壓缸 6-鏟斗 7-連桿 8-搖桿 2.3.2 斗桿結構型式的初步確定 斗桿也有整體式和組合式兩種，斗桿的結構型式往往取決于動臂的結構型式，大多數(shù)挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故采用整體式斗桿。而當需要調節(jié)斗桿長度和杠桿比時往往采用更換斗桿的辦法。 圖 1-2 斗桿圖 畢業(yè)設計（論文）報告紙

36、裝 訂 線 共 62 頁 第 10 頁 2.3.3 傳動型式的初步確定 動力裝置至驅動輪之間所有傳動部件的總稱為傳動系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)的功用是把動力裝置輸出的功率傳遞給驅動輪，并改變動力裝置的輸出特性，以滿足對自行式工程機械車速和牽引力的要求。 目前，工程機械的傳動系統(tǒng)有以下四種類型：機械傳動、液力機械傳動、電力傳動以及液壓傳動。每種傳動方式各有其特點、用途和適用的范圍。 液壓傳動的主要優(yōu)點： 1)體積小、重量輕，例如同功率液壓馬達的重量只有電動機的 1020%。因此慣性力較小，當突然過載或停車時，不會發(fā)生大的沖擊； 2）能在給定范圍內平穩(wěn)的自動調節(jié)牽引速度，并可實現(xiàn)無極調速，且調速范圍最大可達

37、1：2000(一般為 1：100） ； 3）換向容易，在不改變電機旋轉方向的情況下，可以較方便地實現(xiàn)工作機構旋轉和直線往復運動的轉換； 4）液壓泵和液壓馬達之間用油管連接，在空間布置上彼此不受嚴格限制； 5）由于采用油液為工作介質，元件相對運動表面間能自行潤滑，磨損小，使用長； 6）操縱控制簡便，自動化程度高； 7）容易實現(xiàn)過載保護； 8)液壓元件實現(xiàn)了標準化、系列化、通用化、便于設計、制造和使用。 液壓傳動雖然有十分突出的有點，但也不能忽視其存在的缺點： 1）使用液壓傳動對維護的要求高，工作油要始終保持清潔； 2）對液壓元件制造精度要求高，工藝復雜，成本較高； 3）液壓元件維修較復雜，且需有

38、較高的技術水平； 4）液壓傳動對油溫變化較敏感，這會影響它的工作穩(wěn)定性。因此液壓傳動不宜在很高或很低的溫度下工作，一般工作溫度在-1560范圍內較合適。 5）液壓傳動在能量轉化的過程中，特別是在節(jié)流調速系統(tǒng)中，其壓力大，流量損失大，故系統(tǒng)傳動效率較低。 經過以上分析比較，隨著液壓技術的不斷發(fā)展完善，液壓傳動的應用日益廣泛。鑒于本機械產品的實際要求， 在充分考慮其實現(xiàn)可行性和經濟性的基礎上本產品設計 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 11 頁 中采用液壓傳動系統(tǒng)。單斗液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)根據(jù)壓力和液壓特性又可分為： 1）中高壓和高壓定量系統(tǒng)；2）高壓變量系統(tǒng)。 中高壓定量系統(tǒng)

39、大多采用外嚙合齒輪泵，系統(tǒng)工作壓力為 16MPa 左右，這種液壓泵具有結構簡單，工作可靠，尺寸小，重量輕等特點，但是效率低。 高壓定量系統(tǒng)采用徑向偏心柱塞泵，系統(tǒng)工作壓力為 32MPa 左右，這種液壓泵結構不復雜，工作可靠，沖擊和振動，壓力高，壽命長，但調速困難。 高壓變量系統(tǒng)大多采用恒功率調節(jié)的軸向柱塞泵，系統(tǒng)工作壓力為 32MPa 左右，當外負荷變化時液壓泵能夠自動調節(jié)流量，達到充分利用發(fā)動機功率的目的，而且效率高，在中型和大型挖掘機中得到廣泛的應用。 本課題研究設計的是中型液壓挖掘機，所以采用高壓變量系統(tǒng)。如下圖 2.3.4 回轉機構結構型式的初步確定 回轉支撐機構是液壓挖掘機重要機構之

40、一，用于支撐回轉平臺以上機體的質量 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 12 頁 并實現(xiàn)回轉運動。據(jù)統(tǒng)計，回轉機構的回轉時間約占整個工作循環(huán)時間的 50%70%，能量消耗約占 2540%，回轉液壓油路的發(fā)熱量約占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的 30%40%。因此，合理地確定回轉機構的液壓油路和結構方案，正確地選擇回轉機構諸參數(shù)，對提高生產率和功能利用率，改善司機勞動條件，減少工作裝置的沖擊等具有十分重要的意義。 回轉支撐裝置的設計需要根據(jù)要求確定回轉滾盤的類型， 選擇恰當型號的回轉滾盤，并計算其最大靜態(tài)載荷和螺栓的應力，結合產品的應力曲線進行校核。 通過以上分析可知，本設計中采用滾動軸承

41、式的回轉機構較合適。其中滾動軸承式回轉機構又可分為單排滾球式、雙排滾球式、交叉滾柱式和組合棍子式等。在這些類型中，使用最廣泛的是單排滾球式，又稱單排四點接觸式。單排四點接觸球式回轉支承由兩個座圈組成，結構緊湊，重量輕，鋼球與圓弧滾道四點接觸，能同時承受軸向力、徑向力和傾翻力矩?；剞D式輸送機焊接操作機中小型起重機和挖掘機等工程機械均可選用，且成本較低、質量輕、結構緊湊。本設計中采用接觸角為 45的單排滾球式。如下圖所示 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 13 頁 圖 1-4 回轉機構結構圖 2.4.2.4.功率參數(shù)及發(fā)動機的初步選定功率參數(shù)及發(fā)動機的初步選定 2.4.1 整機

42、功率參數(shù)的初步確定 發(fā)動機功率；液壓功率 發(fā)動機、液壓功率可以根據(jù)經驗公式 Nt=k*G(kw)，Ny=(0.75-0.88)Nt確定，可得： 發(fā)動機的功率 N=5*22=110kw;液壓功率 N=4*22=88kw 2.4.2 發(fā)動機的初步選定 根據(jù) 23T 挖掘機動力的基本要求， 選取發(fā)動機型號、 生產廠家、 性能指標等參數(shù)。 最終選定由廣西玉柴機器股份有限公司生產的 YC6A 系列發(fā)動機。 表 2.3 發(fā)動機主要參數(shù) 型號 YC6A 型式 立式、直列、水冷、四沖程、直噴 進氣方式 增壓、 增壓中冷 氣缸數(shù)-缸徑行程 mm 6-108132 活塞排量 L 7255 壓縮比 17.5：1 標

43、定功率/轉速 kW/r/min 115/1800 125/2000 125/2200 140/2300 133/2000 最大扭矩/轉速 Nm/r/min 670/13001500 670/14001600 670/14001600 670/14001600 730/14001600 全負荷最低燃油耗 g/kWh 205 調速率（%） 812 排放 國 2 允許海拔高度 m 4000 適配范圍 1822 噸振動壓路機、80 水泥拖泵、2025 噸挖掘機、160180 平地機、1216 噸叉車等工程機械、40 裝載機 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 14 頁 2.52.5

44、回回轉速度、工作循環(huán)時間及生產率的估算轉速度、工作循環(huán)時間及生產率的估算 依據(jù)經驗公式： 1、回轉速度： 16(min)nnK Gr 其中系數(shù)K n=13.5 n=8.07(r/min)r/min) 2、工作循環(huán)時間： 0016zztk G ( ) s 其中系數(shù) K 。= 10 0016zztk G=16.74s 3、理論生產率： 303600()Qq T m h q=1M 303600()Qq T m h=215.05(m/h) 以上參數(shù)都是經驗公式的初步估算，如有需要可適當調整。 3.3.履帶式液壓挖掘機工作裝置設計履帶式液壓挖掘機工作裝置設計 挖掘機的工作裝置主要由動臂、斗桿、鏟斗以及各

45、自的工作油缸，還有連桿、搖桿組成工作裝置的設計要滿足任務書的要求以及結構上的合理， 根據(jù)要求確定其結構方案，進而確定其各部件的尺寸以及鉸點位置，最后還應對其作業(yè)尺寸和工作臂的強度、油缸的閉鎖壓力以及挖掘力的大小進行校核，確保其滿足設計任務的要求。 鉸接式反鏟是單斗液壓挖掘機最常用的結構形式，動臂、斗桿和鏟斗等重要部件彼此鉸接， 在液壓挖掘機的作用下各部件饒鉸點擺動， 完成挖掘， 提升和卸土等動作，圖 3.1 為挖掘機最常用的反鏟工作裝置。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 15 頁 圖 3.1 工作裝置總體結構圖 3.13.1 確定工作裝置的幾何尺寸確定工作裝置的幾何尺寸

46、工作裝置是液壓挖掘機的重要組成部分之一，一般包括：動臂、斗桿、鏟斗、連桿以及油缸等。要使各參數(shù)合理協(xié)調，同時，要確保工作裝置的作業(yè)尺寸能滿足任務書的要求。 3.1.1 斗形參數(shù)的選擇 選擇斗形參數(shù)時，一般考慮以下兩個因素： （1） 、轉斗挖掘時盡量使挖掘阻力小些； （2） 、轉斗挖掘時盡量降低其挖掘能容量。 鏟斗的四個主要參數(shù)為斗容量 q，平均斗寬 B，轉斗挖掘半徑 R 和轉斗挖據(jù)裝滿轉角 2。R、B 及 2與 q 之間有以下幾何關系： 21(2sin2 )2sqR Bk 當 q 一定時最大挖掘阻力1maxW及轉斗挖掘能容量 E 隨著 R 的增大而下降。 但 B和 R 大到一定程度，綜合反映到

47、2100則1maxW太大；若2gW1=16.7KN 即斗桿最小理論挖掘力大于斗桿挖掘阻力，所以斗桿油缸挖掘力滿足要求。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 28 頁 圖 3.6 斗桿理論挖掘力示意圖 3.3.5 動臂油缸作用力的計算 動臂油液壓缸應保證反鏟作業(yè)過程中在任何位置上都能提起帶有滿載鏟斗的工作裝置到達最高和最遠的位置。可選用三個計算位置： （1）從最大挖掘深度處提起滿載斗； （2）最大挖掘半徑時舉起滿載斗； （3）最大卸載高度時提動滿載斗。 三大工況如下圖所示： 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 29 頁 圖 3.7 動臂油液壓缸作用力計算示意圖

48、 對動臂在轉臺上的鉸點 C 取矩，可以得到各位置下所需的動臂液壓缸作用力： 611()i it tiPGrG re 式中 iG工作裝置各構件的重量，初步設計時可通過經驗公式法取用； tG斗中土重； ir和tr各構件及斗內土壤重心到點 C 的力臂。 （1） 、反鏟工作裝置各部分質量計算 根據(jù)國內幾種反鏟裝置的構件近似質量表，經類比法得出以下參數(shù)： 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 30 頁 表 3.4 工作裝置質量表 項目 斗容量（m） 質量（t） 動臂 斗桿 鏟斗 斗桿缸 鏟斗缸 連桿搖桿 動臂缸 機重 機型 1 1.00 1.5 0.8 0.8 0.23 0.13 0.1

49、5 0.4 22.6 機型 2 1.05 1.5 0.8 0.8 0.23 0.13 0.14 0.4 23 本機型 1 1.5 0.8 0.8 0.22 0.13 0.14 0.38 22.5 （2） 、提升力計算（三種工況均由圖 3.7 分析） 工況：最大挖深時滿斗提升，此時動臂油缸全縮，斗桿垂直地面，鏟斗轉至水平，這時計土重和工裝重。 5 52 23 34 46 62tF eG rG rG rG rG r 求得tF，判斷是否動臂缸推力。 工況：最大卸載高度滿斗提升 5 51 12 23 34 46 62tF eGrG rG rG rG rG r 求得tF，判斷是否動臂缸推力。 工況：最大

50、卸載半徑滿斗提升 5 51 12 23 34 46 62tF eGrG rG rG rG rG r 求得tF，判斷是否動臂缸推力。 表 3.5 三大工況提升力計算數(shù)據(jù) 工況1 工況2 工況3 r1 2847 2382 690 r2 4000 6535 4360 r3 3480 8160 5845 r4 4075 4085 1800 r5 5535 7085 4790 r6 4145 8560 6230 r7 3260 7740 5400 e 550 652 334 G1 1500 1500 1500 G2 800 800 800 G3 800 800 800 G4 220 220 220 畢業(yè)

51、設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 31 頁 G5 130 130 130 G6 140 140 140 G7 1800 1800 1800 Ft 16653.5 24753.949387 31152.54491 即 16.7KN 24.8KN 31.2KN 均遠小于 2462 KN 3.3.6 液壓缸閉鎖力計算 確定合理的液壓缸閉鎖能力是保證挖掘力得到充分發(fā)揮的基本條件之一。 在挖掘范圍內當工作裝置處于不同位置時各液壓缸所受到的被動作用力值也不同， 一般常選定幾個反鏟作業(yè)的主要工況作為計算位置來計算各液壓缸應用的閉鎖力， 使之在該工況下不發(fā)生液壓缸被動回縮或伸長的現(xiàn)象，從而保證

52、了工作液壓缸作用力的發(fā)揮。 為確定各液壓缸的閉鎖壓力，選用以下三個計算位置：在主要挖掘區(qū)內對以下幾種工況的油缸閉鎖力進行校核（三種工況均作圖分析） 。 工況：動臂最低，斗桿垂直于地面，鏟斗挖掘最大，并且作用力臂最大。 圖 3.8 液壓缸閉鎖力校核工況 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 32 頁 動臂缸小腔閉鎖 82917212rWrWrGepsiiib 由工況下的1W、2W0.11W，求得1bp，判斷是否油缸的閉鎖壓力，判斷該工況下動臂油缸是否閉鎖。 對 F 點取矩計算斗桿油缸閉鎖壓力，斗桿油缸大腔閉鎖。 計算 pb2，判斷是否油缸的閉鎖壓力，判斷該工況下斗桿油缸是否閉鎖。

53、 工況：動臂油缸最低，斗桿與動臂的鉸點 F,斗與斗桿鉸點 Q，斗齒尖 V 點三點共線，斗桿挖掘，其作用力臂為最大。 圖 3.9 液壓缸閉鎖力校核工況 動臂油缸小腔閉鎖 82917212rWrWrGepsiiib 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 33 頁 由工況下的1W、2W0.11W， 求得1bp，判斷是否油缸的閉鎖壓力。 對 Q 點取矩可計算鏟斗油缸閉鎖壓力，鏟斗油缸大腔閉鎖。 計算3bp，判斷是否油缸的閉鎖壓力，判斷該工況下動臂油缸是否閉鎖。 工況：動臂處于最低位置，挖掘深度為最大，F(xiàn)QV 三點共線，鏟斗挖掘，并要求能克服平均挖掘阻力。 圖 3.10 液壓缸閉鎖力校核

54、工況 動臂小腔閉鎖 由工況下的1W、2W0.11W， 動臂缸小腔閉鎖 82917212242rWrWrGepdDiiib 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 34 頁 計算得1bp，判斷該工況下動臂油缸是否閉鎖。 對 F 點取矩可計算斗桿油缸閉鎖能力，油缸大腔閉鎖。 計算 pb2，判斷是否油缸的閉鎖壓力，判斷該工況下斗桿油缸是否閉鎖。 在液壓缸上述三大工況下分別測量力臂值并記錄，填入 Excel 中，處理數(shù)據(jù)如下表： 表 3.6 液壓缸閉鎖力校核三工況數(shù)據(jù)表 工況 工況 工況 650 650 650 758 950 758 r1 600 600 600 r2 575 467

55、475 r3 490 490 490 r4 1400 1400 1400 r5 3567 1649 3358 r6 3485 3493 3503 r7 4115 4570 3353 r8 1637 0 0 r10 3358 1872 3821 r11 3353 0 3353 2332 2332 2332 r14 6579 4993 3343 r18 5836 6161 8589 148347.57764 198328.74885 185064.06015 3 375414.89779 580189.33941 408548.67657 -299164.371 -351281.6693 -356

56、236.7128 動臂缸 0.040571725232 0.22184928454 0.23908421844 斗桿缸 0.25582108097 -0.11569550525 鏟斗缸 -0.18741364114 將計算結果填入表 3.7 中，由 P=30MPa 計算每種工況下液壓缸的閉鎖壓力，如下表所示： 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 35 頁 表3.7 液壓缸閉鎖壓力計算結果匯總表 液壓缸種類 液壓剛參數(shù) 液壓缸閉鎖壓力(KPa) 只數(shù) 缸徑 桿徑 行程 大腔推力 工況1 工況2 工況3 mm KN 閉鎖壓力 超壓 閉鎖壓力 超壓 閉鎖 壓力 超壓 動臂缸 2 1

57、40 85 1100 2 462 31.23 4.1% 36.66 22.2% 37.17 23.9% 斗桿缸 1 140 85 1100 462 37.68 25.6% 26.52 -11.6% 轉斗缸 1 140 85 1100 462 24.39 -18.7% 由表 3.7 可見，當動臂液壓缸的閉鎖壓力調整到超過工作壓力的 4.1%，斗桿壓缸的閉鎖壓力調整到超過工作壓力的 25.6%，在上述三種工況下都能正常工作而不發(fā)生液壓缸被動伸縮的情況。 實際上，液壓缸實現(xiàn)最大挖掘力還受整機穩(wěn)定性及機器對地面附著性能的影響。但是，挖掘機不會經常在最大挖掘阻力的條件下工作，在整個作業(yè)范圍內的任何位置都

58、要求實現(xiàn)最大挖掘力既不經濟又無必要，有時即使遇到很大阻力時，可以適當減小切土厚度，是挖掘力減小。所以合理的提法應當是要求挖掘機在主要挖掘區(qū)內能實現(xiàn)最大挖掘力。這時液壓缸的閉鎖力必須予以保證。 4.4.挖掘機回轉機構的設計挖掘機回轉機構的設計 單斗液壓挖掘機回轉機構的回轉時間約占整個工作循環(huán)時間的 5070，能量消耗約占 2540,回轉液壓油路的發(fā)熱占系統(tǒng)總發(fā)熱量的 3040,因此合理選擇回轉機構諸參數(shù),對提高生產率,減少沖擊,改善司機的勞動條件有十分重要的作用。 對回轉機構的要求是： 1.在角加速度和回轉力矩不超過允許值的條件下,盡可能縮短回轉時間。在回轉部分慣性已知的情況下，角加速度的大小受

59、最大回轉扭矩的銷限制，改扭矩不應超過行走部分與地面的附著力矩。 2.回轉時工作裝置的動載系數(shù)不應超過允許值。 3.回轉能量損失應最小。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 36 頁 因此，回轉支撐裝置的設計需要根據(jù)要求確定回轉滾盤的類型，選擇恰當型號的回轉滾盤，并計算其最大靜態(tài)載荷和螺栓的應力，結合產品的應力曲線進行校核。 4.14.1 回轉支撐裝置類型的選擇回轉支撐裝置類型的選擇 回轉支撐主要分為轉柱式回轉支撐和滾動軸承式回轉支撐。 轉柱式回轉支撐常用于懸掛式液壓挖掘機上，回轉部分的轉角一般等于或小于 180，一般由焊在回轉體上下支撐軸和上下支撐座組成。軸承座應用螺栓固定在

60、機架上。通過插裝在支撐軸上的液壓馬達使回轉體轉動。滾動軸承式回轉支撐廣泛應用于全回轉的挖掘機、起重機和其他機械上。 它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的結構上相當于放大了的滾動軸承。它與舊式的回轉支撐相比，具有尺寸小、結構緊湊、承載能力大、回轉摩擦力小，滾動體與滾道之間間隙小，維護方便，使用壽命長，易于實現(xiàn)“三化”等一系列優(yōu)點，因而得到廣泛的使用。它靠支撐它的轉臺和底架來保證其剛度。 通過以上分析可知，本設計中采用滾動軸承式的回轉機構較合適。其中滾動軸承式回轉機構又可分為單排滾球式、雙排滾球式、交叉滾柱式和組合棍子式等。在這些類型中，使用最廣泛的是單排滾球式，又稱單排四點接觸式。單排四點接觸球式

61、回轉支承由兩個座圈組成，結構緊湊，重量輕，鋼球與圓弧滾道四點接觸，能同時承受軸向力、徑向力和傾翻力矩?；剞D式輸送機焊接操作機中小型起重機和挖掘機等工程機械均可選用，且成本較低、質量輕、結構緊湊。本設計中采用接觸角為 45的單排滾球式。其結構如圖 4.1 所示，本設計采用內齒式。 圖 4.1 回轉滾盤的結構圖 工作時，外座圈用螺栓與轉臺連接，帶齒的內座與底架用螺栓連接。挖掘機工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩通過回轉支撐的外座圈、滾動體和內座轉傳給底架?；剞D機構的殼體固定在轉臺上，用小齒輪與回轉支撐內座圈上的 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 37 頁 齒圈相

62、嚙合。小齒輪既可繞自身的軸線自轉，又可繞轉臺中心線公轉，當回轉機構工作時轉臺就相對底架進行回轉。 4.2 4.2 回轉機構參數(shù)的選擇回轉機構參數(shù)的選擇 目前，液壓挖掘機所用的回轉支撐滾盤大多由軸承公司進行專業(yè)化生產，國內主要有洛陽軸承廠，徐州恒瑞回轉支承有限公司、徐州回轉支撐廠和馬鞍山回轉支撐廠等。各生產廠商除了提供滾盤的規(guī)格和參數(shù)外，對不同型號的滾盤還提供各自的靜態(tài)承載能力曲線，以供選型。 在總體設計階段，計算轉臺最佳轉速時需要預先確定轉臺的轉動慣量，起動力矩和制動力矩，轉角范圍，這些參數(shù)的正確選擇、對回轉機構的運動特性是有決定意義的。 （1）轉臺的轉動慣量 根據(jù)最常用工作裝置和最常遇到的工

63、況來估算轉臺的轉動慣量， 根據(jù)經驗公式計算滿斗回轉和空斗回轉轉動慣量。 本機采用的是反鏟工作裝置，可按下列經驗公式估算。 滿斗回轉： 353)128(JG kg m 代入有關數(shù)據(jù)算得3.1 .216674mkgJ 空斗回轉： 3053)72(JG kg m 代入有關數(shù)據(jù)算得30.7 .121879mkgJ （2）回轉起動和制動力矩的確定 回轉最大起動力矩和最大制動力矩不應超過行走部分和地面的附著力矩M。當機械制動時可取.8 0.90BMM,僅靠液壓制動時可取.5 0.70BMM，BM為作用在轉臺上的最大制動力矩。 履帶式液壓挖掘機對地面的附著力矩可按下式求得： 434910MG . ()N m

64、 代入有關數(shù)據(jù)算得mNM1 .151338 式中 G整機重量（t） 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 38 頁 附著力矩，對平履帶板取 0.3，對帶筋履帶板取 0.5。 挖掘機的履帶板推薦為平履帶板，0.3。 在實際設計中，僅靠液壓制動，所以其制動力矩.5 0.70BMM，確切的取0.6BMM=90802.9mN 。 作用在轉臺上的最大起動力矩一般小于最大制動力矩，其比值對純液壓制動為201SBMMC，當采用高速油馬達時取0=0.78，當采用低速大扭矩油馬達時取0=0.85。所以，代入數(shù)據(jù)得 C=1.64;7 .55367sMmN 。 （3）轉角范圍 一般中小型挖掘機轉角范

65、圍一般在 75135之間， 標準轉角范圍一般選在90120間（本設計中取=100） 。 4.34.3 最佳轉速計算最佳轉速計算 確定轉臺最佳轉速的原則是在經常使用的轉角范圍內， 在角加速度和回轉力矩不超過允許值的情況下，請盡可能縮短回轉時間。 確定最佳轉速的確定與轉臺速度圖的形式有關。 本次設計的挖掘機采用的是無勻速運動階段的三角形速度圖的形式，所以轉臺最佳轉速為： CKKRRJMns312(55. 93200max，其中 R=2，C=1.64，K=0.87； 代有關數(shù)據(jù)算得min)/(18. 8maxrn，與總體設計中相符。 4.4 4.4 回轉功率的計算回轉功率的計算 由轉臺回轉力矩 0m

66、ax9550SNRnMN=30.4KW 本次設計的挖掘機的回轉機構的回轉馬達采用高速方案 （液壓馬達在液壓系統(tǒng)設計部分選?。?，高速方案是由高速液壓馬達經齒輪減速箱帶動回轉小齒輪饒回轉支承上的固定齒圈滾動，促使轉臺回轉。高速液壓馬達具有體積小，效率高，不需背壓補油，便于設置小制動器，發(fā)熱和功率損失小，工作可靠，可以與軸向柱塞泵的零件通用等特點。 畢業(yè)設計（論文）報告紙 裝 訂 線 共 62 頁 第 39 頁 4.5 4.5 回轉支承結構的選擇回轉支承結構的選擇 回轉支承的構造形式有轉柱式和滾動軸承式，在本次的液壓挖掘機設計中，回轉支承采用的是滾動軸承式。滾動軸承式回轉支承廣泛用于全回轉的挖掘機、起重機和其他機械上。 它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的， 結構上相當于放大的滾動軸承。它與舊式回轉支承相比，具有尺寸小，結構緊湊，承載能力大，回轉摩擦力小，滾動體與滾道之間的間隙小，維護方便、使用壽命長，易于實現(xiàn)“三化”等一系列特點，因而得到廣泛的應用。它與普通滾動軸承相比，又具有其特點。普通滾動軸承內、外座圈的剛度靠軸與軸承座裝配來保證，而它的剛度則靠支承它的轉臺和底架來保證。 根據(jù)軸承結構