价廉,刚度相同时结构重量较组合式动臂轻,且有利于得到较大的挖掘深度。
缺点是可更换工装少,通用性较差。
使用经验说明,长期用于作业条件近似的反铲,以采用整体臂较好。
斗杆也有整体式和组合式两种,大多数挖掘机采用整体式斗杆。
在本设计中由于不需要调节斗杆的长度,故也采用整体式直斗杆1 2。
1-铲斗;2-连杆;3-斗杆;4-动臂;5-铲斗油缸;6-斗杆油缸 图 2 工作装置结构简化图 Fig2 Work device structure simplification chart2.4 动臂与动臂油缸的布置 动臂油缸装在动臂的前下方,动臂的下支承点设在转台回转中心之前并稍高于转台平面3,这样的布置有利于反铲的挖掘深度。
油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间,这样虽然削弱了动臂的结构强度,但不影响动臂的下降幅度。
并且布置中,动臂油缸在动臂的两侧各装一只,这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用,以弥补前面的不足。
具体结构如图 4 所示。
2.5 铲斗与铲斗油缸的连接方式 本方案中采用六连杆的布置方式,相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角,改善了机构的传动特性。
该布置中 1 杆与 2 杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。
如图 5 所示。
2.6 原始几何参数的给定 动臂与斗杆的长度比 K1 2 由于所设计的挖机适用性较强,一般不替换工作装置,故取中间比例方案,K1 取在 1.5~2.0 之间,初步选取 K11.8,即 l1/l21.8。
1-动臂; 2-动臂油缸 图 3 动臂油缸铰接示意图 Fig 3 Moves the arm cylinder hinge schematic drawing 1-斗杆; 2-连杆机构; 3-铲斗 图 4 铲斗连接布置示意图 Fig 4 Scoop connection arrangement schematic drawingl1 —动臂下铰点到动臂与连杆连接的铰点的距离l2 —斗杆与动臂连接的铰点到斗杆与铲斗连接的铰点的距离铲斗斗容与主参数的选择斗容: q 0.9m3按经验公式和比拟法初选: l3 1550mm 工作装置液压系统主参数的初步选择初选动臂油缸内径 D1 140mm,活塞杆的直径d190mm。
斗杆油缸的内径 D2140mm,活塞杆的直径 d290mm。
铲斗油缸的内径 D390mm,活塞杆的直径 d363mm。
又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程 L11377mm,斗杆油缸行程 L21450mm,铲斗油缸行程 L31250mm。
并按经验公式初选各油缸全伸长 λ度与全缩长度之比: 1λ2λ31.6。
参照任务书的要求选择工作装置液压系统的工作 8此处已删除 12.5 为斗杆侧板的厚度; 14 为斗杆底板和顶板的厚度;275 为底板的宽度 图 29 斗杆截面 Fig 29 Bucket arm section 1 h Iz 12.5 h 283 2 2 h 28 y 2 dA 2 12 2 1 h 12.5 h 283 2 2 h 28 y 2 275 dz 2 12 2该截面对 y 轴的惯性距 I y : 1 137.5 Iy 12.53 h 28 2 2 z 2 dA 12 125 1 137.5 12.53 h 28 2 2 z 2 h dz 12 125横截面总面积 S1 275h该危险截面所受到的正应力 N : FN 2.42 10 5 N (15) S1 7000 25h 10 6该截面所受到的最大弯曲正应力 y、 z : My h 2.57 105 h y 103 (16) IY 2 Iy 2 M z 2.75 2.65 105 2.75 z 103 103 (17) Iz 2 Iz 2则截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有: N y z (18) 由于剪应力的大小相对于弯矩所产生的弯曲正应力要小得多,为简化计算,在计算中简应力忽略不计,仅在校核中用,则有 (19)由(15)(16)(17)(18)(19)解得 h800mm。
、 、 、 、7 动臂强度与刚度的校核 取工作装置为研究对象,忽略工作装置的重力,在工况下工作装置收到铲斗的切向阻力为 W1 。
图 31 动臂第一工况时的工作装置简图 Fig 31 The first condition of computing devices sketch 该工况的铲斗挖掘切向阻力与斗杆工况 1 切向挖掘阻力相等,即 W142000N.取斗杆、铲斗以及连杆为研究对象,在平面内, M F 0 . FDE EF W1 l 2 l3 0 解得 FDE -246150N. 10 参照斗杆工况 2算出该工况下动臂对斗杆的力 F12 X 214450 N F12Y 162835 N 斗杆对动臂的力与动臂对斗杆的力大小相等方向相反。
取整个工作装置为研究对象,在 C 点处所受力矩平衡即 M C 0 W1 H1MAX FAB AC sinCAB 0 解 得 FAB 460400 N . 有 整 个 工 作 装 置 受 力 平 衡 得 到 机 架 C 对 动 臂 的 力FCX 417380 N FCY 30510 N .由以上计算画出动臂的轴力图、剪力图、弯矩图。
图 33 轴力 N 图 Fig 33 arms N chart 图 34 剪力 Q 图 Fig 34 arms Q chart 取过 ZB 两点,以及 D 点的截面为危险截面,在斗杆装配图中可以得到 3 个危险的具体尺寸。
已知各危险截面的具体尺寸及力、弯矩的大小,采用与校核斗杆同样的方法计算出危险截面 1 的合成应力为 123.6MPa,危险截面 2 的合成应力为 153.4MPa. 构成动臂的材料为 Q345,其屈服极限为 345MPa,取安全系数为 2,得到斗杆截面的许用应力为 110.2MPa,140.5MPa。
斗杆各危险应力均小于许用应力,故动臂是安全的。
8 挖掘机的稳定性分析 挖掘机的稳定性是保证其正常工作整机不发生倾覆的重要条件。
我挖掘机的稳定 图 35 弯矩 M 图 Fig 35 arms M chart性常以稳定性系数 K 表示。
所谓稳定性系数就是指挖掘机在某一位置下,赋予倾覆轴线的复原力矩 M J 与倾覆 M q 之比,显然应该大于 1,即: K M f / M q 1 ,对于挖掘机的稳定性计算,要考虑到 2 种情况。
1)挖掘机在行走、回转和停止时,只要受到重力、离心力等作用时的稳定性叫做机身稳定性,应满足 K 1.1 1.2 的条件。
2)挖掘机在挖掘作业时,受到土壤对挖掘机的反作用力,这时稳定性允许低一些,叫做工作稳定性,应满足 K 1.0 1.15 的条件。
在进行稳定性计算时,要考虑动臂所处的位置,有下面 3 种情况。
1)动臂的方向平行于履带,他的倾覆轴线是 2 个履带的最前滚轮; 2)动臂垂直于履带,它的倾覆轴线是连接一侧履带支撑滚轮外圆的直线; 3)动臂处于履带的对角线方向,其倾覆轴线与动臂水平面上的投影互相垂直,并通过前滚轮与履带环的最外接触点。
斗柄最大外升,相当于挖掘结束,铲斗内装满,使铲斗离开工作面,推压机构被制动,这时有可能对轴线发生倾覆,履带下面的支撑面处于水平位置。
l mM q Gd Gt) l3 l 0 cos( 2) fqh G b 3 l0 cos 2) Gb l 0 cos( - 2) ( 2 复原力矩 M f G1 2 1) Gp 2 R) G3 2 ( ( M 稳定性系数 K f 1.16 位于 1.151.2 之间,故此工况下挖掘机可以正常工作。
Mq9 结论 这次毕业设计,我系统的把工作装置的各个部分做了设计和选型,还对液压系统做了初步设计,这两部分都是挖掘机的重要组成部分。
由于对工作装置的受力分析还停留在传统的设计方法上,设计不够精确;液压元件在设计与选择上也不够细致,所以导致液压系统上必有一定的缺陷。
未来的设计应该大量采用计算机技术,将工程设 12计也计算机软件的应用有机的结合起来。
这样设计出来的成果,将会更加合理,更加优越。
本次的设计量比较大,牵涉到多方面的知识,如工程力学、机械结构设计等,计算和分析复杂,难度较大,而作者本身的设计知识也十分有限,不足之处还望各位老师、同学指正,以使设计不断完善。
参考文献1 段鹏文、毛君主编.工程机械M 第二版 北京:中国华侨出版社,2002.102 同济大学,太原重型机械学院.单斗液压挖掘机M.北京:中国建筑工业出版社,1980:40-86,264-274.3 刘本学.液压挖掘机反铲工作装置的有限元分析D.西安:长安大学,2003,24 金海薇. 液压挖掘机反铲工作装置 CAD/CAM 研究D.沈阳:辽宁工程技术大学,20015 赵显新. 工程机械液压传动装置原理与检修 第一版
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