单斗挖掘机工作装置设计毕业设计说明书

单斗挖掘机工作装置设计

摘要

单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大的作用。随着国家经济建设的不断发展，单斗挖掘机的需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中的作用将越来越显著。

反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机反铲装置的基本轮廓。

挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析。

关键词：单斗挖掘机，运动分析，力学分析，强度校核

SINGLE DOU EXCAVATOR WORKING DEVICE DESIGN

ABSTRACT

Single dou excavator is a kind of important engineering machinery, widely used in building, road engineering, water conservancy construction, forestry development, port construction, national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries, to reduce heavy manual labor, ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous role. With the continuous development of national economic construction, dou excavator demand will greatly increase year by year, its role in national economic construction will become more and more prominent.

The shovel device as a single dou excavator working device of a main form in engineering practice, occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape, according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then, on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions, organizations, and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline.

Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis, calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant parameters, and their size by numerous dig power restriction, dangerous working conditions, the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis, and the rationality of the design.

KEY WORDS: Single dou excavator, Motion analysis, Mechanics analysis，Strength Check

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论文（设计）作者签名：日期：年月日指导教师签名：日期：年月日

目录

前言 (1)

第一章整机参数 (2)

§1.1主要参数的选择 (2)

§1.2尺寸参数的选择 (2)

第二章工作装置设计 (4)

§2.1动臂机构 (4)

§2.1.1动臂机构参数选择 (4)

§2.1.2 校核动臂力矩特性 (5)

§2.3 铲斗机构的参数选择 (8)

§2.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算.. 9 §2.5 挖掘力的计算 (10)

§2.6挖掘范围 (13)

第三章液压系统设计 (14)

§3.1 元件选择 (14)

§3.2 系统分析 (15)

第四章整机稳定性 (17)

§4.1 初步确定配重 (17)

§4.2 稳定性校核 (18)

第五章主要结构件的计算 (24)

§5.1斗杆 (24)

§5.2 动臂 (30)

§5.3连杆、摇杆和销轴 (34)

第六章生产率计算 (36)

§6.1 斗杆油缸伸、缩时间的计算 (36)

§6.2 动臂油缸伸、缩时间的计算 (37)

§6.3 铲斗油缸伸、缩时间的计算 (37)

§6.4 转台满斗回转和空斗回转时间的计算 (38)

§6.5 作业循环时间计算 (38)

§6.6 理论生产率计算 (38)

第七章挖掘机的使用与维修 (39)

§7.1 挖掘机的使用 (39)

§7.2 挖掘机的维修 (40)

结论 (41)

致谢 (43)

前言

挖掘机是工程机械的一个主要机种，它广泛应用于矿山开采、道路工程、国防施工、农田水利等基本建设之中。随着我国经济建设的迅猛发展特别是国家加大公路、铁路、住宅和水利设施的投资，挖掘机越来越显示出在国民经济建设中的巨大作用。

我国挖掘机生产起步于60年代，第一代产品为机械式挖掘机。进入70年代，开始研制液压挖掘机，并形成了系列产品，标志着我国挖掘机行业已经形成。80年代中期，随着我国改革开放的深入和国民经济的发展，我国一些大型挖掘机企业分别引进了德国利渤海尔、德马克等公司的先进制造技术，使我国的挖掘机在技术水平、产品质量和生产管理上都有了很大的提高。涌现出诸如长江挖掘机厂、抚顺挖掘机厂、上海建筑机械制造厂、合肥矿山机器厂、北京建筑机械厂和贵阳矿山机器厂等一批实力较强的骨干企业，为我国挖掘机产品的生产和发展奠定了坚实的基础，也为我国的经济建设做出了不可磨灭的贡献。

进入90年代，挖掘机市场需求迅速扩大，一些企业纷纷看好这一市场，挖掘机行业如雨后春笋，新企业不断涌现，一些原本生产其它工程机械的企业，也纷纷加入到挖掘机行业。国外一些大公司也把目光瞄准了中国市场，短短的几年内，先后有日本、韩国、德国等十余家公司与中国企业进行了合资，还有的在中国独资办企业生产挖掘机，使得我国从原有的六大骨干厂，一下猛增到44家。企业性质由原来的单一国有企业，变成了国有、合资、独资、股份制、乡镇集体等多种形式。

目前，摆在挖掘机行业面前的是挑战和机遇并存。今后几年中国经济的快速增长，无疑会给工程机械行业的发展带来无限商机，挖掘机是工程机械的主要产品之一，许多工程都离不开挖掘机械的参与。据中国机电报报道，“九五”期间国家计划新建铁路6000多公里，增建复线3000多公里，电气化改造4000多公里，到2000年铁路运营将达到6.8万公里，平均每年投入资金500亿元。“九五”期间还将投资5500亿元，新建公路11万公里，其中高速公路6000公里；港口将新建万吨以上的舶位100个，新增吞吐能力2百多万吨；同时还要大力发展原油、天然气管道建设；在能源工业方面，将新建20座大型水电站，若干大型露天煤矿，石油的开采也逐步加大；另外，冶金、矿山的开采，“九五”期间要新建9座大型露天铁矿；还有农田水利工程，改造黄河流域10大水系，南水北调、疏竣河道，特别是98年遭受特大洪水灾害后，对堤坝、围堰的整修、加固、和综合治理工作将会加大力度。所有这些领域的巨大发展都需要大量的挖掘机械，为我国挖掘机械的发展提供了广阔前景。预计近几年国内市场每年需求挖掘机12000-15000台。因此，要使挖掘机的产量满足市场需求，只有把产品质量搞上去，提高产品的可靠性，切实做好售后服务，才能在竞争中立于不败之地，在市场上占有重大份额。

第

一章整机参数

§1.1主要参数的选择

按照国家颁布的液压挖掘机型式与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参数值，即按标准选定法，查表1-3，初步确定以下参数：标准斗容量q=1m3 机重G=7t 发动机功率N=60马力

§1.2 尺寸参数的选择

以液压挖掘机的机重为指标，用以下公式近似确定：

线尺寸参：L

i

=k li3G

面积参数：S

i =k

si

32

G

体积参数：V

i =k

vi

G

式中，k li，k si，k vi分别是各个线向、面积、体积尺寸经验系数，查《单斗液压挖掘机》表1-4。列计算后所得机体尺寸和工作尺寸数据在下表。

表1-1计算所得的单斗挖掘机机体尺寸和工作尺寸

名称尺寸（米）名称尺寸（米）

履带接地长度 2.4 轨距 1.20

司机室顶高 2.7 转台离地高0.90

尾部半径 1.345 机棚高 1.10

最小离地间隙0.24 履带宽0.50

臂铰与油缸铰距0.548 履带总高0.48

臂铰离地高 1.111 臂铰离回转中心0.37

前部离回转中心0.60 动臂长度 2.90

斗杆长 1.979 铲斗长0.95

第二章 工作装置设计

该挖掘机工作装置为反铲装置，采用如下结构方案：

一、采用整体式弯动臂，动臂油缸下置式。

二、采用整体式斗杆。

三、动臂与斗杆的长度比，采用中间方案，即特性参数k 1=l l 2

1在1.5~2之间。取k 1=1.889。

§2.1动臂机构

§2.1.1动臂机构参数选择

最大挖掘半径一般与动臂长、斗杆长和铲斗长的和值相等，按经验公式取其值R 1=6446.7321=++l l l 米

如图，在三角形CZF 中，取：动臂弯角1α=120°，特性参数3k =1.2。 得： 1

323141cos 21αk k l l -+==2.197 （米） l k l 41342==2.637 （米）

)2(cos 142241212421

39l l l l l ZFC ??-+==∠-α=27° 可得到，在图2-1三角形CZF 中，33=∠ZCF °，5=∠BCZ °，282==∠αBCF °。

Z

C F V

A

B

Q

图2-1

取114,96.0α=k =60 基本用于反铲。斗杆全缩时CFQ ∠为最大值，取为160°。考虑结构尺寸、运动余量、稳定性构件运动幅度等因素，取,7.11=λ30min 1=θ 因：min

11max 14sin sin θλθ=k 得：125max 1=θ°

又因： )21(cos 221

min 1σρσθ-+=- )21(cos 22121max

1σρλσθ-+=- 得： 1065.2,9129

.2==ρσ 符合下列几何条件：λρσ

σρ>+>+1,1

即得： 977.0sin 1150=?-=αl H Y A （米）

939.157==σl l （米）

ρ5min 1l L ==1.403（米）

min 11max 1L L λ==2.384（米）

这样，动臂机构的全部参数初步选出。

§2.1.2 校核动臂力矩特性

一、最大挖掘深度时动臂油缸的闭锁能力'1X P 足以克服正常挖掘阻力J W 1 即： '1X P ≈+G M L l l min

1min 157sin θJ W 1（C Y H +max 1） 式中为工作装置重量时c 点的力矩。工作装置重量参照表２－７估计如下表所示：

表2-1工作装置重量估计值 重 量（吨）

动臂 1G

斗杆 2G 铲斗 3G 斗杆缸 4G 铲斗缸 5G 连杆摇杆

6G 1 0.4 0.42 0.17 0.11 0.1

代入数据后计算可得：左＝43≈42.6＝右，即满足要求。

二、满斗处于最大半径时动臂油缸应有足够的提升力矩。

即：112P e M T =≥M Z

估计土重10207.1=?=q G T 吨，载荷力矩的近似表达式：

)5.0()7.0(5.032121141l l l G l l G l G M T D G Z -++++??=++=14.224 （吨/米） 如图2-2示，三角形FCQ 中160=∠CFQ °，可得：

图2-2 324.6cos 2CQ 21222123=∠-+==CFQ l l l l l （米）

)2(cos 23122223211

34l l l l l FCQ -+=∠=-α=6.9° 23411ααα++=∠ACB =94.9°

又有在三角形ABC 中，

Q

F V

Z B C A

1032.2cos 2AB 5725271=∠?-+==ACB l l l l l （米）

=∠CAB 7.662cos 15272125

1=-+-L l l L l ° 得： 1e =6116.0sin 5=∠CAB l （米）

取动臂油缸直径D=125毫米，工作压力250=p 公斤/厘米2。

则动臂油缸大腔作用面积：F 1= π4

21D =122.656 （厘米2）， 油缸的推力：11pF P ==30.664 （吨）

油缸提升力矩：T M =39.024（吨/米）>M Z

满足要求。

（3）满斗处于最大高度时的动臂缸应该有足够的提升力。

按（2）同类方法计算可得：=1e max 1max 1571sin L l l θ=14.124 （米）

显然，满斗处于最大高度时的载荷力矩要小于满斗处于最大半径时的值， 故T M =28（吨/米）>M Z ，满足要求。

§2.2 斗杆机构

根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同类型机器斗杆挖掘力值，取最大挖掘力为80KN 或8t ，斗杆油缸直径D=125毫米，工作压力250=p 公斤/厘米2。

则：斗杆油缸大腔作用面积：2F = π4

2

D =122.656 （厘米2） 油缸的推力：22pF P ==30.664 （吨） 最大作用力臂：2

32max 9max 2)(P l l P l e G +=

==0.867 （米） 如图2-3：

D F

E 0E Z

L 2max

L 2min

图2-3

取斗杆摆角902=?°，7.12=λ。

则：592.11

2sin 222

9min 2=-=λ?l L （米） 249.2)2cos(2max

29min 2292

28=+-+=?πl L l L l MIN （米）

斗杆上EFQ ∠=138°，DFZ ∠=5°。

§2.3 铲斗机构的参数选择

一、基本参数的选择

如图2-4：

V 0

F G

H

K M

N Q V

图2-4

在铲斗连杆机构中可取F 、N 、Q 三点一直线。取105,34.0102=∠==KQV k α°。 则： 419.03224===l k KQ l （米）

二、斗形参数的选择

斗容量q 、平均斗宽B 、转斗挖掘半径R 和转斗挖掘装满转角2?（取为95°）四者之间有以下几何关系：

s K B R q )2sin 2(5.02??-?=

取土壤松散系数25.1=s K ，得B=1.254米。

转斗挖掘时挖掘米容积的土所耗的能量称为转斗挖掘能容量，用符号E 表示。取07.0,5.132==K K 。

得：E=)2sin 2cos 22sin 5.11002sin 2cos sin 2(232?

??????????-+-+--RK K B K =1.587K 式中，K ——挖掘过程中考虑其它因素影响的系数。

三、转角范围为162°

§2.4最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算

一、当下置动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，QV 连线处于垂直状态时，可得到最大卸载高度，如图2-5： C A

Z F

Q

V H 3max

L 1max

图2-5

3

2118max 12211max 11115max 3)180sin()sin(sin l l l l Y H A -----+--++= αααθααθα

二、当下置动臂油缸全缩，FQV 三点同一直线并处于垂直状态时得到最大挖掘深度，如图2-6：

C

A Z

F

V Q

B

H 1max

L 1min

图2-6

A Y l l l l H --+-++=1152min 111123max 1sin )sin(ααθα

三、当斗杆油缸全缩，FQV 三点同一直线，而且V Y =0时可以得到停机面最大挖掘半径，如图2-7： Z

C

F

V A

B Q

图2-7

)cos()(2)(8323212322140αα-?+??-++==l l l l l l CV l =7.530 （米）

302240max 0l Y l X R C V +-==

得max 3H 值为3.492米，max 1H 值为5.454米，max 0R 为7.738米。

§2.5 挖掘力的计算

反铲装置挖掘力可按以下情况分为工作油缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘力。

一、工作油缸的理论挖掘力

反铲装置主要采用铲斗油缸进行挖掘。假定不考虑以下因素：工作装置自重和土重；液压系统和连杆机构效率；工作油缸的背压。

铲斗挖掘时，铲斗油缸的理论挖掘力：

267.1333

23130=?=???=i P l r r r P P D （吨） 式中，铲斗油缸大腔作用面积：3F =1F =122.656 （厘米2）

铲斗油缸的理论推力：664.3033==p F P （吨）

液压系统工作压力：p=250公斤/厘米2

铲斗连杆机构的总传动比：4.0=i 。

对于反铲装置动臂油缸的理论挖掘力一般不予考虑。

二、整机的理论挖掘力

假定挖掘力的方向为斗齿运动轨迹的切线方向，如图工况为铲斗油缸挖掘，铲斗油缸主动作用产生的挖掘力为D P 0，大小已知。

- 可得到整机的理论挖掘力：36

633003l r G r G P P Q Q D ++=

式中，铲斗加土和连杆机构自重对Q 点的作用力矩：

1445.06633=+Q Q r G r G 吨*米。

03P 能克服的最大挖掘阻力03W 大小与03P 相等，方向相反，即：

03W =03P =13.411吨。

在作用下斗杆油缸受压，动臂油缸受拉。设动臂油缸不被拉长的条件所限制的挖掘阻力为01W 。取整个工作装置为隔离体，列出对C 点的力矩平衡方程式：

∑=+6

11

'

1i Ci i X r G e P = 01W ?CW r 式中，i G ——各装置61~G G 的大小（吨）；

1e ——动臂油缸对C 点的作用力臂（米）；

CW r ——01W 对C 点的作用力臂（米）；

Ci r ——各装置作用力臂（米）。 可得：)(1

611'101∑=+=i Ci i X CW

r G e P r W =9.362 （吨） 同理：)(1

665533222'202F F F F D FW r G r G r G r G e P r W ++++?==9.701 （吨）

式中，FW r ——02W 对F 点的作用力臂（米）；

66553322F F F F r G r G r G r G +++——各装置对F 点的力矩（吨*米）；

2e ——斗杆油缸对F 点的作用力臂（米）。

取整机为隔离体，列出对倾翻支点I 的力矩平衡方程式，得整机稳定条件所允许的挖掘阻力最大值：

)(106IS S IG G IW

r G r G r W +==9.671 （吨） 式中，IW r ——06W 对I 点的作用力臂（米）；

G G ——工作装置总重（吨）；

IG r ——G G 对I 点的作用力臂（米）；

S G ——机体重量（吨）；

IS r ——S G 对I 点的作用力臂（米）。

附着条件所限制的挖掘阻力值可由整机受力的坐标投影平衡方程求得：

3804cos αμ

G W ==9.578 （吨）

式中，G ——整机重量（吨）；

μ——行走装置与地面附着系数；

38α——挖掘阻力的水平倾角，取为20°。

综上所述，只有在主动油缸产生的挖掘力同时满足下列条件才可能实现：

动臂油缸闭锁条件010303W W P ≤=

斗杆油缸闭锁条件020303W W P ≤=

整机与地面附着条件040303W W P ≤=

D

B G

整机稳定条件060303W W P ≤=

否则，整机能实现的理论挖掘力被和中的最小值所确定，即整机理论挖掘力响应最小值9.362吨。

§2.6 挖掘范围

挖掘轨迹如图2-8所示：

图2-8铲斗挖掘轨迹

?AB 是动臂油缸进行挖掘，且铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上；?BC 是斗杆油缸进行挖掘，且动臂位于最低，铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上；?CD 是动臂油缸全缩，斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作；?DE 是斗杆油缸全伸，铲斗尖到动臂与机架铰点最近，动臂油缸动作；?EF 是动臂油缸和斗杆油缸全伸，铲斗油缸动作； ?

GF 是动臂和铲斗油缸全伸斗杆油缸动作； ?AG 是动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩以铲斗进行挖掘。 C

A

E

F

第三章 液压系统设计

根据国家公称压力及流量系列, 选用系统压力为250公斤/厘米2。已计算系统流量为2×125升/分。

§3.1 元件选择

一、油缸的选择

动臂油缸为双缸，铲斗和斗杆油缸均为单缸，缸径均为125毫米。

二、油泵的选择 油泵功率：R Q P N p

p y η450==63.13 （马力）

式中，p P ——油泵的最大工作压力（公斤/厘米2）；

p Q ——油泵的流量（升/分）；

η——油泵的总效率，取为0.88；

R ——变量系数，取为2.5。

查相关资料，主油泵采用埋油斜轴式轴向柱塞双向变量泵, 参数如下：

表3-1主油泵相关参数 型号 公称排量 mL/r 额定压力 Mpa 额定转速r/min

ZB-125,125EV 125 25 2200

控制油路采用齿轮泵CB-B20,参数如下：

表3-2齿轮泵CB-B20相关参数 型号 公称排量

mL/r

额定压力MPa 额定转速r/min 驱动功率KW 重量Kg 容积效率 CB-B20 20 2.5 1450 1.02 5.4 >90

三、马达的选择

回转马达和行走马达（在上述设计中已选定）型号均为GQM16-1600。

四、发动机的选择

由于变量系统油泵经常在满载或超载情况下工作，功率利用系数比较高，为了保证功率储备，同时考虑到辅助设备的动力消耗，取发动机功率：

=?=y N N 25.178.91 （马力）

查相关资料，采用4120F 型风冷柴油机。

五、主油管管径的计算

挖掘机液压系统主油管路的油液流速取为8米/秒。

8

1006010004

???=Q d π=1.8 （厘米） 六、油箱容量的计算

油箱为开式，容量取为油泵总流量的1.5倍。

Q V ??=25.1=375 （升）

§3.2 系统分析

由柴油机驱动液压油泵,向工作装置、转台回转机构和行走装置的执行元件输送液压油。工作装置包括动臂、斗杆和铲斗，分别由液压缸驱动；回转机构和行走装置由液压马达驱动。其工作循环是：以铲斗切削土壤，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，开始下一次作业。

液压系统为双泵双回路全功率调节变量系统。液压泵组包括两台轴向柱塞式变量泵（主泵）和一台齿轮泵（先导油泵）。通过操纵减压阀式先导阀手柄的不同方向和位置，使来自先导油泵的液压油控制液控多路换向阀的开度和换向，实现执行机构的单一动作和同步动作。工作回路除容积调速外，尚有节流调速和双泵合流的有级调速。

一、主要回路组成

全功率变量泵组调节回路、减压阀式先导操纵控制回路、回转回路、行走回路、动臂回路、斗杆回路及铲斗回路。以下分别就各回路进行分析。

1、全功率变量泵组调节回路

两台主泵均为轴向柱塞变量泵，由旋转部件、斜盘部件和阀部件组成。根据调节器改变主泵斜盘摆交，就可以改变泵的输出流量和压力。

2、减压阀式先导操纵控制回路

控制回路的压力油由先导油泵提供。工作压力由泵出口处的溢流阀调定为 25 公斤/厘米 2 。在控制回路进油路上，设有气体隔离式蓄能器，保证有一定的操纵压力，并在液压泵不工作或损坏时仍能使工作机构运转。

3、回转回路

回转马达型号为 GQM16-1600 。工作力矩为

6158nm 。挖掘机回转时，由于上车转动惯量很大，

在起动制动和突然换向时，易引起很大的液压冲

击，因此设置如图3-1所示缓冲回路。两限压阀常

闭，当马达突然停止或转向时，高压腔的压力油经

限压阀泄回油箱，低压腔则由单向阀进行补油，从