单斗液压挖掘机工作装置设计.docx

第一章 绪论1. 1 液压挖掘机的组成、分类、作用和特点挖掘机由转台及转台上部机构、底架及行走系、与工作装置等三大部分构成。转台上布置了发动机、主轴泵及驾驶室等，经由回转滚盘装在底架之上。工作装置的动臂铰支于转台上。转台可绕底架的垂直面内绕其铰点作一定的转动。它的工作过程是以铲斗的切削刃切削土壤，铲斗装满后提升、回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。【7】液压挖掘机的分类有很多种：根据行走装置传动型式分：全液压式，半液压式；根据不同的行走系分：履带式、轮胎式、汽车式和悬挂式；根据主要用途和工作装置的不同分：通用型和专用型；根据工作装置的结构不同分：铰接式和伸缩臂式等。挖掘机械在建筑机械发展中占有很大比重和重要的地位，是重点发展的机械品种之一、尤其是中小型、通用的单斗挖掘机不仅用于土石方的挖掘工作，而且通过工作装置的更换，还可以用作起重、装载、抓取、打桩、钻孔等多种作业，它在各种工程施工中用途更大，已成为机械化施工中广泛使用的不可缺少的机械设备。由于液压挖掘机具有质量小，挖掘力大，工作平稳，效率高，操纵灵活，机动性好等优点，单斗液压挖掘机由于在动力装置和工作装置之间采用容积式液压传动，靠液体的压力能进行工作，因此，与机械传动相比有许多优点：能无级调速且调速范围大(最高与最低速度之比可达1000：1)；能得到较低的稳定转速(采用柱塞式油马达，稳定转速可低到1转分)；快速作用时，液压元件产生的惯性较小，并可作高速反转(电动机回转部分的起动力矩比其工作力矩大50，而油马达则不大于5)。加速中等功率电动机需1秒钟到数秒钟，而加速油马达只需0.1秒；传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动；操纵省力，易实现自动化控制；易实现标准化、通用化、系列化。单斗液压挖掘机与同级机械传动挖掘机相比，挖掘力高30左右(如：1.0液压挖掘机斗齿切削力为1215吨，而同级机械传动挖掘机只有10吨左右)。因此，在整体其它参数不变的情况下，单斗液压挖掘机可适当加大铲斗容量，提高生产率。据建筑施工部门统计，一台斗容量为1.0m的液压挖掘机挖掘级土壤时，每班生产率大约相当于300400个工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。 1.动臂升降 2. 斗杆收放 3. 铲斗装卸4. 转台回转 5. 整机行走图图1.1单斗液压挖掘机的工作运动12 国内外液压挖掘机的发展状况20世纪八九十年代以来，小型工程机械在市政工程、交通等施工中发挥了较大优势并得以迅速发展。小型挖掘机在这些工程中为节省人力、物力做出了较大贡献，满足了城市各种作业要求，在城市狭窄的工作空间内能够最大限度地发挥其生产能力，逐步成为城市施工中具有代表性的施工机械。【2】从全球范围看，小型挖掘机市场已处于成熟发展期，需求稳定并呈缓慢上升趋势，2005年小型液压挖掘机约占全球工程机械产品销量的19%（图1.2）。表1.1，1.2显示，西欧、日本、北美等经济发达国家和地区是小型挖掘机的主要消费地，且产品需求结构趋于小型化和微型化（表3）。【2】中国的小型挖掘机产业仍处于市场导入和发展的初级阶段，需求持续快速增长。目前进入中国市场的国际知名小型挖掘机厂商已有10余家，国内涉足小型挖掘机生产的企业则达到60余家，并且还不断有新企业进入。表4表示了2005年部分国外与国内品牌小于13t的小型挖掘机在中国市场的销量情况。1.2.1 推动小型挖掘机市场快速发展的因素1.2.2 国内市场及用户需求分析1.2.3 小型挖掘机的技术发展趋势第2章 液压挖掘机工作装置结构设计2.1 WY-100液压挖掘机的主要参数选择主要参数有斗容、机重和发动机功率。因为这三个参数可以从使用要求、技术性能和技术经济指标、动力装置的配备等方面反映液压挖掘机的级别，故称主参数。如斗容直接反映了挖掘机的挖掘能力和效果，据此选用施工中配套的运输车辆，而土石方工程量也以体积计算。发动机功率反映了机械的动力级，与其他参数有函数关系。机重则直接反映了机械本身的重量级，他对技术参数的影响很大，因为，挖掘机挖掘能力的发挥，功率的充分利用以及整机的稳定性都要以一定的机重来保证，因此机重反映了挖掘机的实际工作能力。关于主参数斗容量，机重和发动机功率的概念，我国液压挖掘机标准所定的含义是：标准斗容量：指挖掘级土时，反铲铲斗堆尖时的斗容量。机重：指带反铲或正铲工作装置时的整机工作重量。发动机功率：指发动机的额定功率，即正常运转条件下除本身消耗以外的输出净功率。选择确定液压挖掘机主要参数的基本依据是，1设计任务书所规定的铲斗容量、用途和作业要求、工作条件等等；2有关国内外同类型，同等级液压挖掘机的技术资料，国家以及企业的系列标准等；3理论分析或经验计算，4使用单位的要求和制造厂的生产条件等。基本参数的选择和确定是液压挖掘机总体设计中重要的环节，它与挖掘机整体和备主要机构的结构型式有密切关系。例如工作装置尺寸往往必须在选定工作装置结构型式和布置方案后才能确定，而工作装置的结构选择又必须满足工作尺寸的要求，因此结构方案的选择与基本参数的确定常常需要交叉反复进行，并通过方案比较后再确定。在确定基本参数时，必须正确处理先进性、可靠性、经济性之间的美系，正确处理相互制约的有关参数的关系，例如过分地减轻机重，将影响机械挖掘力的发挥并导致有效工作尺寸的减小，甚至影响机械的强度和刚度。反之，则必然导致机械过于笨重，经济性差。因此要实事求是地分析和满足对各项性能指标的要求，盲目地提高或削弱某些参数都将带来不良的结果，因为挖掘机是个有机的整体，其性能的优劣不仅与备部件性能有关，更重要的是决定于各部件结构特性的协调与匹配。选择合理的主参数和基本参数应符合以下条件；满足使用功能的实用性，适合于生产厂制造条件的可行性；充分利用发动机功率的经济性；与国内外同类型产品相比有较好的技术经济指标和工作可靠的先进性。影响液压挖掘机主参数和基本参数的因素很多，各参数之间又相互依存彼此制约，关系很复杂。然而具有先进性能和技术经济指标的现代液压挖掘机其总体参数之间存在着一定的内在联系的规律性。正因为如此，近年来应用系统工程探论研究之中。现在，国内对于通用型液压挖掘机采用以下方法确定主要参数： (1)类比法即通过同类型机械的类比得出参数值。 (2)经验计算法即按概率统计归纳得到经验公式进行概略的计算得出参数值。 (3)选定法即按照国家颁布的液压挖掘机型式、主参数和基本参数系列标准规定的数值范围，结合拟采用的结构特点选定出参数值。 (4)理论计算法即按拟定的结构设计方案，在理论分析与试验数据的基础上进行分析计算，得出参数值。按以上方法得出的参数值不可能是完全确切合适，必须在设计过程中按结构方案、强度条件以及挖掘机的特殊要求进行比较加以修正。实际工作中还往往综合运用上述方法，如采用类比法或经验计算法与参数系列标准进行比较，有的参数再通过理论计算校核选定。上述的方法中，类比发是简单易行的确定参数值方法。采用类比法进行选择计算参数的依据是以相似理论为基础，即认为性能完善的标准型通用挖掘机，其各种参数几乎都与它的主参数(机重)有一定的关系，而且相同结构型式的挖掘机，二者作业条件相近则彼此间参数的比值亦相近。对于这类挖掘机，尤其是中小型的，其外形尺寸、工作尺寸和斗容量、功率等参数可以参照选定作为类比样机的参数值，接相似原理用内插法决定。根据相似原理，若相类比的两台机械的机重参数值改变y倍时，即相似系数为： 式（2.1）则其主要参数的比例为： （22）， 式（2.2） （24）， 式（2.3）式中，Ls、Fs、Qs、Ns及L、F、Q、N分别为拟设计的液压挖掘机及类比样机的尺寸，面积，斗容量和功率。采用类比法确定参数时，可选用国内外液压挖掘机先进产品作为典型样机或国内外有关挖掘机设计标准，求出相似系数y，按上述关系式确定所设计液压挖掘桃的各主要参数。但应注意类比法只适用同类型产品，即结构型式、液压系统相似，用途和工作条件基本相同者。本次毕业设计，我设计的机型主要已知参数是：发动机功率120KN，铲斗容量是1，行走速度是 5.5Km/h ，机重28吨。见图2.1经过自己的实地测量，我测定型号是YC-60-8各臂长数据如下：连杆机构：MN=370，NQ240，QK280，MK350；斗杆：FN1500，EF475，FG390，EG590，其他的一些参数AB1460我们容易知道YC-60-8的斗容是0.22，由类比公式（2-4），即1/0.22=4.545455，由尺寸参数比例公式（2-2）得到WY-100的尺寸参数：连杆机构MN612，NQ400，QK460，MK580；斗杆 FN2500，EF790，FG650，EG980；CB2400WY-100的铲斗由经验公式得到铲斗宽度： 式（2.6）所以现在选1.3铲斗与斗杆铰点到挖掘齿齿尖的距离为（1.31.4）1.31.4 式（2.7）现在选1.3m。动臂：我们了解到动臂的摆角是50度到50度之间，现在我假设我设计的挖掘机动臂的摆动范围是45度到45度之间，见图2.3。挖掘机的挖掘深度Hk6920，动臂与通过动臂铰链和铲斗末端连线的夹角是16度，动臂支点到挖掘决机所处水平位置的高度是3.15米，由此查表2.1得到动臂的值（此处动臂的值是动臂支点到动臂与斗杆铰接点的连线，动臂的弯角取为120度）。经过查表，我们得到动臂的长度AF5710，由余弦定理可以得到BF4518。表2.1图2.1 反铲机构自身几何参数的计算简图 图2.2主要结构件模型 图2.3 动臂摆动的极限位置22 WY-100挖掘机的工作装置机构工作原理的分析反铲工作原理：液压挖掘机的所有动作都是由液压系统驱动的。其驱动过程是柴油机带动两个油泵，把高压油输送到两个分配阀操纵分配阀，然后由操纵分配法再将高压油送往有关液压执行元件(油缸或液压马达)，以便驱动相应的机构进行工作。其液压传动系统原理图如图3.4。液压挖掘机的工作装置采用连杆机构原理，而各部分的运动则通过油缸的伸缩来实现。反铲工作装置的各部件之间的联系都采用铰接，并通过各油缸行程的变化实现挖掘过程中的各种动作。1动臂的动作过程动臂的下铰点与转台上的连接耳相铰接，利用动臂油缸支撑，改变此油缸的行程即可使动臂绕其下铰点转动而升降。2斗杆的动作过程斗杆与动臂的上端相铰接，利用装在动臂梁上平面的斗杆油缸的行程变化，可使斗杆绕动臂上端的铰点转动3铲斗的动作过程铲斗与斗杆前端相铰接并通过装在斗杆上的铲斗油缸的伸缩，使铲斗可绕斗杆前端的铰点转动。为r增大铲斗的转角，铲斗油缸通常采用连杆机构与铲斗相连。整个工作装置的动作是利用动臂油缸的伸缩，使动臂(亦即整个工作装置)绕动臂下铰点转动，依靠斗杆油缸使斗杆绕动臂的上铰点摆动。铲斗铰接于斗杆前端，并通过铲斗油缸和连杆使铲斗绕斗杆前铰点转动挖掘作业时，接通回转机构液压马达，转动上部转台，使工作装置转到挖掘地点，同时操纵动臂油缸；油缸小腔进油时，油缸回缩缩，动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸；油缸大腔进油时，油缸伸长，铲斗进行挖掘和装载。斗装满后。将斗杆油缸和铲斗油缸关闭并操纵动臂油缸大腔进油，使动臂升离挖掘面，随之接通回转马达，使铲斗转到卸载地点，再操纵斗杆和铲斗油缸回缩，使铲斗反转进行卸土卸载完后，将工作装置转至挖掘地点，进行第二次循环挖掘作业。实际挖掘工作中，由于土质情况、挖掘面作业条件及挖掘机液压系统等的不同，反铲装置三种油缸在挖掘循环中的动作配合是多种多样的，但也受到一定的限制。如能否复合动作等，上述仅为一般的工作过程。液压挖掘机采用三组油缸使铲斗实现有限的平面运动，加上液压马达驱动回转装置产生回转运动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走液压马达驱动行走(移位)装置，使整个挖掘机沿地面移动，可使挖掘空间沿水平方向得到间歇扩大(即坐标中心可水平移位)，从而可以满足挖掘作业的要求23 工作装置的静载分析和强度计算2.3.1 挖掘阻力的计算斗型装置挖掘时，需克服的阻力有。切削阻力W(即土的变形阻力)和装土阻力W(即土流入铲斗而产生的土与土问及土与斗壁间的挤压和摩擦的附加阻力)，而切削阻力又可分解为沿切削轨迹切向方向的阻力W1(切向阻力)和法线方向的阻力W2(法向阻力) )如图2.4所示。通用液压挖掘机的反铲装置时既可用铲斗液压缸挖掘(即转斗挖掘)，也可用斗杆液压缸挖掘(即斗杆挖掘)，或作复合动作挖掘。下面分别讨论转斗和斗杆挖掘阻力的计算方法。图2.4 转斗挖掘阻力计算简图1铲斗油缸，2斗杆油缸，3动臂油缸2.3.2 转斗挖掘阻力计算转斗挖掘时，土的切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化。经试验证明，切削阻力与切削深度基本上成正比。切削阻力的切向分力可用下式计算 式（2.8）式中C表示土质硬度的系数，对级土宜取C=9，对级土宜取C=16；R铲斗与斗杆铰点至斗尖距离，即转斗切削半径，R=130(cm)；挖掘过程中铲斗总转角的一半(图2.4)，铲斗瞬时转角(图2.4)；B切削刃宽度影响系数，B=l+26b，其中b为铲斗平均宽度(cm)，A切削角变化影响系数，取A=13；Z带有斗齿的系数，Z=075(无斗齿时z=1)，X斗侧壁厚度影响系数，X=1+003s，其中s为侧壁厚度(cm)，初步设计时可取X=115;D切削刃挤压土的力，根据斗容量大小在D=1000017000N范围内选取。当斗容量q025m。时D应小于10000N转斗挖掘装土阻力的切向分力为 式（2.9）式中，密实状态下土的重度()； 挖掘起点和终点间连线ab与水平线的夹角(图2.3)；土与钢的摩擦系数。计算表明，与相比很小，可略去不计。当= ; =0时出现转斗挖掘最大切向分力其值为 式（2.10）现在取，得试验表明，法向挖掘阻力的方向是变化的，数值也较小，一般=0.10.2所以，32KN2.3.3 斗杆挖掘阻力计算斗杆挖掘时切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中可视为常数。一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为即=，在此转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的实际行程为 式（2.11）式中斗杆挖掘时的切削半径，=FV=3.8m。斗杆挖掘时的切削厚度可按下式计算 式（2.12）斗杆挖掘阻力为 式（2.13）式中挖掘比阻力，在这里我们取他的值为0.25MPa一般斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度较小研究挖掘阻力的目的是确定需要的斗齿挖掘力及其变化规律，以便为工作装置的设计提供依据。挖掘力太小挖掘能力降低，若挖掘力太大或者其变化规律与挖掘阻力的变化不适应，则功率利用率要降低。挖掘力是衡量液压挖掘机挖掘性能的重要指标之一。为便于进行设计方案的分析比较，现对挖掘力的概念规定如下；反铲装置挖掘力按不同情况可分为工作液压缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘力和整机的实际挖掘力。2.3.4工作液压缸的理论挖掘力反铲装置主要采用斗杆液压缸或铲斗液压缸进行挖掘。假设不考虑工作装置自重和土重、液压系统和连杆机构的效率、工作液压缸背压的影响，工作液压缸外伸时由该液压缸理论推力所产生的斗齿切向挖掘力称为工作液压缸的理论挖掘力。铲斗挖掘时铲斗液压缸的理论挖掘力如图2.5所示， 图2.5 转斗液压缸理论挖掘力计算简图 式（2.14）式中： 铲斗液压缸的理论推力 ， ， KN；A 铲斗液压缸大腔作用面积， 0.102 m2；工作装置工作压力， Mpa； 力臂值，m；铲斗连杆机构的传动比；当时，。铲斗油缸对N点的作用力臂为（面积相等） 式（2.15） 式（2.16）可知mm， mm, MK对N点的力臂为 式（2.17）MK对Q点的力臂为 式（2.18）式中： 式（2.19） =QK=460， 式（2.20） 式（2.21） mm， mm， 式（2.22）其中 mm，mm, 式（2.23）在中， FN=2500mm，FQ=2900mm，QN=400mm,最后求得： 式（2.24） 式（2.25） 式（2.26）式中： 式（2.27） 式（2.28）综上得，满足要求。图2.6 铲斗液压缸运动规律曲线斗杆挖掘时的油缸理论挖掘力： 式（2.29）其中： 式（2.30）式中：斗杆油缸的推力，KN； 力臂值， m；见图2.6 斗杆油缸大腔作用面积， m2； 工作装置工作压力， MPa； 式（2.31） 式（2.32）易知最小的时候没有实际意义，所以不考虑。为了充分利用能量，设EF与斗杆油缸轴线垂直时有最大挖掘阻力。EF=790，=3800，所以 i=0.2，所以符合条件。图2.7斗杆液压缸理论挖掘力计算简图动臂举升时油缸理论推力：挖掘机的动臂油缸主要是用来提升铲斗至一定高度上卸载的。这就要求动臂油缸具有最大的提升力，如图2.8图2.8 动臂油缸提升力简图如图2.8所示，取动臂机构为分离体，对F点取力矩平衡方程，得 式（2.33） 式中一动臂端点F至动臂油缸推力的力臂。由图2.8知 式（2.34） ，铲斗加土重心与铰点F的水平坐标值。 假定在KV的中点上。以下计算的值 在COK中 式（2.35）式中 式（2.36） 式（2.37）式中 ，在 前面已经推出来了 式（2.38） 式（2.39）于是在CKV中，根据平面解析几何公式，知 式（2.40，41） 解联立方程组，消去式中，可得K点的水平坐标值。因此 式（2.42）而铰点F的水平坐标值则 式（2.43）所以=11620KN2.3.5 工作装置的强度校核大臂最大受力位置出现在：动臂油缸全缩时，斗杆与斗杆油缸铰接点、斗杆与铲斗铰接点及铲斗齿尖三点处在同一直线上时，该直线垂直斗杆油缸，如2.9所示。图2.9 最大受力位置 图2.10 大曲率切削试验据统计此位置时大臂与斗杆将产生最大的力矩，是计算大臂和斗杆出现危险截面处的工况。对此位置进行静强度、动强度分析有利于检验动臂与铲斗的最大变形与最大受力，从中找出大臂破坏的原因。反铲液压挖掘机的挖掘过程是克服土壤的阻力,使土壤受到挤压和剪切变形而被挖掘的过程。在这一过程中,由于土壤的条件千变万化，工作装置受力极其复杂。因此在研究中一般避免讨论全部土壤的情况，而转向于某些工况或某种类型的土壤来研究。专家测试过一些土壤的阻力谱曲线,并得出了试验土壤的挖掘阻力的曲线图,如图2.10动臂这个位置的受力图可以简化成图2.11的位置转90度图2.11 工作装置受力简图现在就动臂和斗杆最危险得这个工况分别讨论斗杆和动臂的受力情况斗杆挖掘，在图2.10中，DE垂直EF，DE代表斗杆油缸，EFV代表斗杆和铲斗在同一直线上。CBDF是动臂，AB是动臂油缸。动臂与斗杆的铰接点是F点，E点是斗杆油缸与斗杆的铰接位置，B点是动臂和动臂油缸的铰接点。先把斗杆隔离分析，这样得到图2.11图2.12 斗杆挖掘时斗杆的受力简图从前面讨论斗杆挖掘力的情况中，我们知道这个工况时E端受的力是362KN，W1是63KN，W2是32KN。所以现在只要求出F点的受力，然后画出力矩图。由在杆的平行方向和垂直方向上，力要平衡。得到：W1F10 式（2.44） 得 633620W2+F2=0 式（2.45） 得 32F20所以，425KN，F232KN。式中的负号代表力的方向。见斗杆的弯矩图2.13。 图2.13 斗杆的弯矩图和轴力图 M弯矩图 N 轴力图 从上图我们很容易判断出斗杆的危险截面是F铰点附近，F截面的应力由轴向应力和弯矩应力的叠加，截面F的危险的是上半部分，它受的压力较大。我设斗杆的箱型结构厚度式10mm，长和宽相等，材料是45号钢。45号钢的屈服应力是290Mpa，下面确定箱型结构的尺寸，如图2.14。安全系数的值的范围是1.22.5，现在我取2，BH，bh，Hh20 式（2.46）Wz， 式（2.47） 式（2.48）我们知道斗杆要满足使用要求的话必须满足下面的条件： 式（2.49）所以得到H大于等于550mm，图2.14 箱型结构图下面研究动臂的受力情况，把动臂隔离出来，其受力简图见2.15图2.15 动臂受力简图现在设，W135KN，D点有斗杆油缸的作用力362KN，现在求支点B和支点C的作用力，分别对D点和和B点列力矩平衡方程： 式（2.50） 式（2.51） 式（2.52） 式（2.53）解以（250），（251），（252），（253）得：243.6KN，251.8KN，172.3KN，292.1KN。综上可以画出动臂的力矩图和轴力图，见图2.16 图2.16动臂弯矩图和轴力图 M 弯矩 N轴力从上图我们很容易知道动臂的危险截面在D截面。其箱型结构的厚度也设为10mm，宽和长相等，安全系数也取2。据下面这个公式可以确定动臂的截面的尺寸。 式（2.54）Wz 式（2.55）解得B大于等于420mm所以选动臂箱型的外形尺寸450mm2.3.6 疲劳强度论述液压单斗挖掘机是一种以土壤为土要工作介质的周期性作业机械。工况恶劣、载荷复杂多变。工作周期内，常出现很大的冲击负荷(见图2.17和图2.18)。因此，工作装置的失效，大部分是疲劳破坏。根据日本对中型液压挖掘机故障情况的调查统计，金属材料故障占总故障的35，而疲劳破坏(裂纹)则占金属材料故障的65，工作装置的故障约占金属材料故障的60(包括疲劳、脆性、磨损和变形)。可见，结构件的疲劳是影响产品使用可靠性的关键问题之一。挖掘机作业时承受随机载荷，工作装置构件的应力一时间历程是一个连续的准稳态随机过程。挖掘过程中，构件的应力幅很大，而提升、回转、卸载以及空斗返回等过程则应力幅较小，频次较高，平均应力呈阶梯状变化。不同等级的液压挖掘机在不同工况下的测试结果和统计分析表明，挖掘过程的平均应力为ul，均方根值为，是正态随机过程；其余过程平均应力为u2，均方根值：，是高频次、小振幅的正态随机过程。这种随机过程的重要统计特征，在一些资料上已有详细论论证。造成挖掘机构件疲劳损伤，主要是挖掘过程。图2.17图2.18国内外资料认为，有限的样本记录，往往不能包括可能出现的最大载荷(应力)。conover建议，以概率所对应的载荷为最大载荷。我们认为，这种方法并不都是可行的。对液压挖掘机来说，过载保护靠主安全阀和过载溢流阀，工作装置构件的最大载荷受其调定压力的限制。典型工况下实测的应力一时间历程和测试过程中，主安全阀与过载阀经常溢流说明，样斗记录已包括了其实际可能产生的最大应力。无需按Conover理论作进一步扩展和推断。否则，所得结果必然是人力为扩大的非真实结果。因此，我们认为重要的问题是正确选择工况。同时，应以实测应力为纵坐标，以正态分布函数为横坐标，以正负峰值的均值u为零线，按各应力级对应的正态分布函数和累积频率连成圆滑曲线，同时舍去均值以下的正峰值频率和均值以上的负峰值频率。最后以测得的正峰值极大值和负峰值极小值作为截止应力的上限和下限(Smax，Smin)图2.19即为按上述原则实测的中型液压挖掘机工作装置应力超值累积频率曲线的一个实例。 图2.19 液压挖掘机工作装置应力超值累积频率曲线正确决定样本长度是进行载荷谱测试时的重要课题，子样要有代表性，使有限的样本记录能真实反映样机作业时的载荷(应力)变化规律。从统计的角度出发，往往会认为样本越长越好。这必然要耗费更多时间，增加试验费用。据资料介绍，日本取样长度一般为I001200斗。挪威取样长度是样机工作1.9小时(约300斗)。累积频次图是进行构件程序疲劳试验的加载依据，也是估算构件疲劳寿命的基本数据。在作编谱前的简化时，只能略去一些对疲劳强度没有影响或影响很小的应力波动。因此，规定：正峰值只取总平均值以上部分，负峰值则只取总平均值以下部分。正负峰值的累积频次图同样只保留其总平均值以上和以下部分。这样，就避免了在以后的程序疲劳试验中把不穿过总平均值的小应力变程扩大为穿越总平均值的变程。目前，室内程序疲劳试验多采用分级程序加载。原则上要求折线与累积频次曲线在每段都有穿插。根据corse对悬臂试件用不同载荷分级试验，采用八级载荷谱足以代替连续的累积频次曲线。所以，我们把连续的载荷累积频次曲线处理成八级载荷程序图。各级应力幅值与最大幅值之比依次取为l、0.95、0.85、0.725、0.575、0. 425、0.275、0.125。实践证明，经过以上处理，试验结果比较符合实际。5载荷谱删试工况应根据样机主要用途选择以挖掘石方为主的大型挖掘机，应在石方作业工地进行取样；挖掘上方为主的小型挖掘机，则应在相应等级的土方挖掘工况下作样本记录；既用在大型土方工地，又用于中小型露天矿开采的中型挖掘机，则应同时选择上述两种典型工况作应力一时间历程的样本测试记录，分别进行统计分析，然后再根据工况调查，按比例进行工况组合。在实践过程中，研究人员曾用挖掘过程实测与正态的超值累积频率曲线进行过比较。说明实测值的正负峰值分布基本上符合正态规律，两曲线(实测与理论)拟合较好。考虑到个别地方可能不相吻合，通常在编谱过程中，对数据的统计特征都进行检验，看其基本上符合哪种分布规律(如，正态分布、对数正态分布和威布尔分等)，再按所属理论分布类型进行统计超值累积频率曲线与超值累积频次曲线也都按相应的理论分布类型合成和扩展。但也应充分注意试验的特殊性。为减少误差，可按实测数据绘制超值累积频率曲线与超值累积频次曲线，不作理论分布规律的归类。2.4 整机稳定性论述 单斗液压挖掘机的工作装置呈悬臂状态，因此工作时在其自重和外载荷作用下对转台回转中心产生很大的载荷力矩。为了平衡这个载荷力矩，回转平台上各种机构、总成应合理布置，通常将较重的部件(如发动机等)放在转台的尾部，此外在转台尾部还须另加配重。即使这样，如图2.22(a)所示工况(挖掘机动臂的上铰点F和下铰点C连线后成水平状态，斗杆垂直地面、铲斗齿尖在地表05m以下，切向挖掘阻力垂直向下，用转斗挖掘、动臂和斗杆油缸的闭锁力足够大)时，转台上部合力R还是向前偏移了较大的偏心距e。但是也不能为了平衡转台的载荷力矩、减小偏心距e而过分加大配重，因为这样当挖掘机空载，且工作装置后倾至极限位置(动臂、斗杆和铲斗油缸均为全伸状态)时，前倾载荷力矩大大减小，而配重等造成的后倾平衡力矩是不变的，转台上部合力R便会大大偏于后部，偏心距为e(图2.22b)，造成了较大的后倾力矩。故回转平台所加配重也不宜过大。配重对载荷力矩实际上仅起部分的平衡作用。目前单斗液压挖掘机普遍采用滚动轴承式回转支承，它将挖掘上、下两部分牢靠地连成一体，所以能够承受较大的前后两方向的倾复力矩。为了使整机有较好的稳定性和减小回转支承的载荷力矩，同时使回转支承受力及磨损均匀，应使挖掘机在一个工作循环中回转平台上部的合力前后移动量均匀，即应使e和e值的大小尽量接近，这是确定配重大小的基本原则图2.20 计算配重第3章 液压系统设计3.1 液压挖掘机液压系统的基本类型单斗液压挖掘机的变量系统多采用变量泵定量马达的组合方式实现无极变量，且都是双泵双回路。根据两个回路的变量有无关连，分为功率变量系统和全功率变量系统两种。其中的分功率变量系统的每个油泵各有一个功率调节机构，油泵的流量变化只受自身所在回路压力变化的影响，与另一回路的压力变化无关，即两个回路的油泵各自独立地进行恒功率调节变量，两个油泵各自拥有一半发动机输出功率；全功率变量系统中的两个油泵由一个总功率调节机构进行平衡调节，使两个油泵的摆角始终相同。同步变量、流量相等。决定流量变化的是系统的总压力，两个油泵的功率在变量范围内是不相同的。其调节机构有机械联动式和液压联动式两种形式。根据挖掘机各个机构和装置的传动要求，将各种液压基本回路元件按照一定方式用管路有机地连接起来所组合的系统称为挖掘机的液压系统。液压系统的功能是把发动机的机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能，进行传送，然后通过液压缸和液压马达转返为机械能，实现主机的各种工作运动。液压系统是液压挖掘机的重要组成部分，系统设计的合理与否，以及元件和系统制造装配的质量高低，对挖掘机的性能和使用寿命影响极大，因此，液压系统设计是整个挖掘机设计中十分重要的坏节。挖掘机和液压传动是紧密地联系在一起，液压技术是挖掘机的技术基础，挖掘机的发展促使液压元件高压化、小型化和大型化，其液压系统是工程机械系统中最复杂的，现代液压挖掘机作业动作复杂，功能齐全，要求多功能的多路阀和复杂控制的液压泵，泵、阀和马达都采用电子控制。液压挖掘机的结构特点，多数为单斗液压挖掘机，它们多书数采用双泵双回路全功率变量液压系统。 随着液压泵数量的增多，液压零部件数量增加，泵的驱动复杂，控制也比较困难，制造成本提高，液压回路损失增大，因此经济性和可靠性降低。采用双泵系统实现3个执行元件的独立动作，使系统简单化。3.2 对液压系统的性能要求1）挖掘机操纵控制性能要求高，精细作业要求微动，高生产率要求快速动作，调速范围要求广，作业阻力变化大及各种不同作业工况要求功率秒年时变化范围大。2）挖掘机作业需个各液压作用元件单独动作，但更多情况下要求各作用元件相互配合实现复合动作，同时要求复合动作时有良好的复合操作性能，能合理地分配共同动作时各液压作用元件的流量和功率。3）挖掘机作为生产设备，工作时间长，能量消耗大，要求液压系统效率高，降低能耗和排放使总发热量小，液压油稳不要太高，对各液压元件和管路都要求降低能耗，充分考虑节能措施。4）挖掘机工作条件恶劣，载荷变化剧烈，冲击振动大，对各液压元件的可靠性和耐久性有很高的要求。完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和工作介质（液压油）。液压系统的功能是以液压油为工作介质，利用液压泵将发动机的机械能转变为液压能并进行传送，然后通过液压缸和液压马达等执行元件再将液压能转变为机械能，实现挖掘机的各种动作。挖掘机工作装置包含动臂、斗杆和铲斗，这三部分分别由动臂油缸、斗杆油缸和铲斗油缸来驱动完成各自的动作。此次设计参考的是徐工集团生产的XCG220LC-8型液压挖掘机作为数据参数。该型挖掘机是徐工集团的新型产品，液压系统采用负流量，双泵交叉全功率控制系统，独具节能性，响应速度快；KR3系列调节器，流量自动复位，无载启动，能有效防止过载。其主要参数：整机质量：28000 Kg；铲斗容量：1 m3; 铲斗挖掘力：140 KN；斗杆挖掘力：110 KN；发动机额定功率：120 KW；发动机型：康明斯6BTA5.9-C发动机排量：5.9L燃油箱容量：360L主泵形式：变量斜盘柱塞双泵；主泵最大流量：2224 L/ min；3.3 拟订液压系统原理图先把液压挖掘机工作装置的各个工作油缸分开分析，确定主回路的控制方式，然后在逐步添加其他辅助回路或元件，就可组成一个完整的液压系统。主回路分为三部分，动臂控制回路、斗杆控制回路和铲斗控制回路，其控制油路图分析如下：动臂控制回路：图3.1 动臂控制回路 1液压泵；2工作油缸；3电液控制换向阀；4背压阀；5滤油器；6溢流阀斗杆控制回路、铲斗控制回路：图3.2 1液压泵；2工作油缸；3电液控制换向阀；4背压阀；5滤油器；6溢流阀；液压泵输出压力和液压油，经过电液控制阀后进入油缸的无杆腔，推动活塞移动，