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第 1 章 概述 3 1 1 引言 3 1 2 國內外液壓挖掘機現狀 特點 3 1 3 液壓挖掘機發(fā)展趨勢 5 1 4 本章小結 6 第 2 章 挖掘機結構設計 7 2 1 液壓挖掘機方案的確定 7 2 1 1 按底盤結構分類 7 2 1 2 按變幅機構分類 8 2 1 3 確定設計方案 9 2 2 變幅機構的特點及設計原則 9 2 2 1 反鏟裝置的工作特點 9 2 2 2 反鏟裝置的設計原則 10 2 3 本章小結 11 第 3 章 挖掘機運動分析與有限元分析 12 3 1 SOILDWORKS在挖掘機設計中的應用 12 3 2 挖掘機反鏟裝置的運動分析 12 3 3 挖掘機反鏟裝置的動力學分析 14 3 3 1 液壓挖掘機的理論挖掘阻力 14 3 3 2 液壓挖掘機的動力學仿真與有限元分析 14 3 4 挖掘機反鏟裝置的靜力學分析 16 3 4 1 鏟斗的受力分析 16 3 4 2 斗桿的受力分析 18 3 4 3 副動臂的受力分析 21 3 4 4 主動臂的受力分析 23 3 5 本章小結 25 第 4 章 整機穩(wěn)定性分析 26 4 1 穩(wěn)定性及計算方法 26 4 1 1 穩(wěn)定性 26 4 1 2 穩(wěn)定性校核 26 4 2 接地比壓計算 28 4 3 本章小結 29 第 5 章 液壓系統(tǒng)設計 30 5 1 液壓系統(tǒng)的形式 30 5 2 液壓回路設計 30 5 2 2 卸荷回路的設計 31 5 2 3 回轉回路的設計 31 5 2 4 節(jié)流調速和背壓回路的設計 31 5 2 5 行走限壓回路的設計 31 5 2 6 輔助回路的設計 32 5 3 重要液壓元件的選型設計 32 2 5 3 1 回轉液壓馬達的選型設計 32 5 3 2 工作機構液壓缸的選型設計 32 5 4 液壓原理圖 32 5 5 本章小結 33 結 論 34 參考文獻 35 致謝 36 3 4 5 6 7 8 9 10 第 1 章 概述 1 1 引言 液壓挖掘機是交通運輸 能源開發(fā)以及城鎮(zhèn)建設等各項工程建設的重要施工 裝備 它的使用也反映了這些部門的施工機械化水平 因此 重視和加速挖掘機 改進創(chuàng)新 穩(wěn)定提高產品質量 滿足用戶需求 對加速現代化工程建設有著重大 的意義 液壓挖掘機反鏟裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要部分 其結構的合理 性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性 本文根據液壓挖掘機反鏟裝置的 結構特點和工作原理 通過類比各種型號挖掘機和其他工程車輛 將挖掘機的動 臂設計為組合式動臂結構 大大擴大了挖掘范圍 增加了機械工作效率 1 2 國內外液壓挖掘機現狀 特點 近十年來 液壓挖掘機總的發(fā)展趨勢是圍繞提高可靠性和效率 降低成本為 核心 繼續(xù)向大型化發(fā)展的同時向微型化發(fā)展 并著眼于動力 傳動系統(tǒng)的改進 以達到高效節(jié)能 由于微電子技術的應用 使其自動化 機電一體化和智能化的 進程加快 為適應應用范圍和使用條件的不斷擴大 標準化 組件化成為必要的 條件 另外動力也不僅限于柴油機 也可以電力為動力 以全壽命理論為導向 延長維修周期 加快維修進度和降低維修費用 以人機工程學為基礎 更好地設 計和裝備駕駛室 提高機械作業(yè)性能 降低振動和噪聲 消除公害 是這液壓挖 掘機得以成功發(fā)展的關鍵 最近幾年 各地對液壓挖掘機的需求量日益增加 液 壓挖掘機逐步取代機械式挖掘機是不可回避的事實 其主要特點是 1 結構緊湊 機動靈活 零部件少 成本低 工作重量輕 生產能力高 挖掘高度高 下挖準確 具有良好的選采性能 功能多樣 完成挖掘作業(yè)后可以 迅速轉化為輔助作業(yè) 如可自行清理場地 保持工地平整等 2 中小型液壓挖掘機通用性強 既可以進行強力挖掘作業(yè) 也可以完成 地表平整等輕巧作業(yè) 近年來還發(fā)展到裝有碎石器 進行建筑物拆除和大塊礦巖 破碎等作業(yè) 用途廣泛 依靠人機系統(tǒng)操縱和控制 使發(fā)動機功率最大限度地靈 活運用 從而發(fā)揮機器的強大挖掘力 快速作業(yè) 且操作輕巧 3 產品規(guī)格以中小型為主 逐漸向微型化發(fā)展 同時兼顧發(fā)展大斗容 大功率液壓挖掘機 例如在日本 由于缺乏勞動力 為降低施工成本而大力發(fā)展 微型液壓挖掘機 它們可在環(huán)境狹窄 惡劣施工條件下代替人工勞動 隨著礦山 11 開采的大型化 在歐洲發(fā)展了一批大型液壓挖掘機 德馬克公司 6251 的 H485 型 O也是交通運輸 能源開發(fā) 城鎮(zhèn)建設以及國防施 工等各項工程建設的重要施工裝備 是各國經濟建設不可替代的裝備 液壓挖掘 機的使用反映了這些國家的施工機械化水平 重視和加速挖掘機改進創(chuàng)新 穩(wěn)定 提高產品質量 滿足用戶需求 已成為生產和研制部門的重大課題 2 1 整機的發(fā)展趨勢 液壓挖掘機的整機發(fā)展 趨向于大型化 微型化 多能化和專用化 大型礦 用全液壓挖掘機在短短幾年內已由 100 噸級發(fā)展到 420 噸級 功率提高到 2352 馬力 斗容達 30 立方米 目前發(fā)展仍是方興未艾 大型機的特征是動力源采用 兩臺或多臺柴油機聯合驅動 采用了節(jié)省能源 回收功率和積蓄能等功率有效利 用的措施 結合城市建設和農村建筑的需要 國外發(fā)展了微型挖掘機 斗容量一 般在 0 25 立方米以下 最小的達 0 01 立方米 微型機的特點是結構簡單 輕便 靈活 零部件盡量提高標準化程度 數量最龐大的中型機和小型機趨于一機多能 的途徑 有的國家統(tǒng)計 非建筑用的中 小型機已占 30 左右 主要是在冶金工 業(yè)和林業(yè)中作物料裝卸和其他用途 中型機和小型機的特點是發(fā)展多種專業(yè)裝置 進行不同的作業(yè) 也有通過液壓接頭 帶動裝在工作裝置旁的油馬達 驅動另一輸 送設備 不斷提高性能 貫徹三化和提高單位機重的功率等 發(fā)展專門用途的特 種挖掘機 可以提高工作效率 解決特殊施工困難 例如 目前發(fā)展有步履式 履帶低比壓式 低噪音 水下專用 水陸兩用等品種 配合水下資源的開發(fā) 對 水下專用挖掘機更較重視 開展了無線電遙控 電液遙控和同步顯示控制技術在 水下挖掘機中應用的研究 2 工作裝置的發(fā)展趨勢 工作裝置的型式進一步擴大 除了常用的正鏟 反鏟以外 發(fā)展了起重 抓 斗 平坡斗 裝載斗 耙齒 破碎錐 麻花鉆 電磁吸盤 振搗器 推土板 沖 擊工具 集裝叉 高空作業(yè)架 絞盤與拉鏟等幾十種品種 工作裝置的更換快速 而簡便 甚至在司機室內按動電鈕 幾秒鐘即可換好 并且通過挖掘過程的研究 來控制工作裝置的挖掘軌跡 目前正在研究連桿式 仿形式 套筒伸縮式 斗桿 追隨式和具有運算輸入裝置的軌跡控制裝置 3 控制技術的發(fā)展 將飛速發(fā)展的電子技術運用于控制領域 通過可編程控制元件 總線控制技 術的成功運用 大幅度減化控制系統(tǒng) 提高操縱控制性能和安全性能 使大型挖 掘機的操縱變得越來越容易 越來越靈敏 更具人性化 各種帶有總線接口的發(fā) 13 動機 變速箱 液壓閥 油泵 馬達等控制和執(zhí)行元件已較為成熟 成為挖掘機 發(fā)展的重要支撐 4 智能化 隨著挖掘機噸位的增大 智能化顯得越來越重要 主要是指故障自診斷和自 動安全保護功能的不斷擴展和提升 由于可編程控制技術的逐漸成熟 這類功能 的實現顯得越來越容易 也必將成為挖掘機發(fā)展的重要趨勢 1 4 本章小結 本章主要介紹了挖掘機在交通運輸 能源開發(fā)以及城鎮(zhèn)建設等各項工程建設 中起到越來越大的作用 隨著國家對道路建設的需求迅速增長 挖掘機的應用巨 大市場 以及國內外挖掘機的發(fā)展情況及目前的發(fā)展趨勢 為本次設計的挖掘機 提供了行業(yè)應用基礎 14 第 2 章 挖掘機結構設計 2 1 液壓挖掘機方案的確定 多功能全液壓挖掘機適用于房屋建筑 道路工程 水利建設 農田開發(fā) 港 口建設 國防工事等的土石方施工和礦山采掘工業(yè)中 對減輕繁重的體力勞動 保證工程質量 加快建設速度 提高勞動生產率起到巨大作用 根據行走裝置結 構 動臂和斗桿的不同形式大致可以劃分成以下兩種類型 2 1 1 按底盤結構分類 按底盤結構方式可分為履帶式 輪胎式 汽車式 步履式 軌道式 拖式 浮式等液壓挖掘機 如圖 2 1 所示 a 履帶式液壓挖掘機 b 輪胎式液壓挖掘機 C 浮式挖掘機 d 汽車式挖掘機 15 e 軌道式挖掘機 f 步履式挖掘機 圖 2 1 按底盤結構分類 履帶式液壓挖掘機的優(yōu)點是履帶式重心低 在進行作業(yè)時也可以移動 驅動 力大 接地比壓小 越野性能好 穩(wěn)定性好 爬坡能力大 轉彎半徑小 靈活性 好 缺點是履帶式的行走制造成本高 運行速度低 功率消耗大 零件磨損快 長距離運行時要用運輸車輛 輪胎式液壓挖掘機運行速度快 機動性好 不損壞路面 但是接地比壓大 爬坡能力小 作業(yè)時需要用專門支腿 穩(wěn)定性和安全性稍差 輪胎式液壓挖掘機運行速度快 機動性好 不損壞路面 但是接地比壓大 爬坡能力小 作業(yè)時需要用專門支腿 穩(wěn)定性和安全性稍差 汽車式挖掘機機動靈活 行駛速度高 汽車式挖掘機突出的缺點是汽車前方 為挖掘作業(yè)盲區(qū) 影響挖掘性能的發(fā)揮 步履式 軌道式 浮式挖掘機適用于特殊工作 實用性不夠廣泛 2 1 2 按變幅機構分類 變幅機構可分為整體式和組合式 其中組合式包括伸縮式和非伸縮式結構 如圖 2 2 所示 a 整體式動臂 整體式斗桿結構 b 組合式動臂 整體式斗桿結構 16 c 整體式動臂 伸縮式斗桿結構 圖 2 2 按變幅機構分類 整體式結構簡單 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 一般適用于作業(yè)條件相似的反鏟裝置 組合式結構的工作尺寸和挖掘力可以根據作業(yè)條件的變化進行調整 能夠較 合理地滿足各類作業(yè)裝置的參數和結構要求 從而較簡單的解決主要構件的統(tǒng)一 化問題 下動臂一般可以適應各種作業(yè)裝置要求 不需拆換 裝車運輸也比較方 便 2 1 3 確定設計方案 根據不同類型底盤和動臂斗桿結構的優(yōu)缺點確定本次設計方案為 底盤選用 履帶式 采用組合式動臂和整體式斗桿變幅機構的反鏟裝置 主動臂下鉸點鉸接 在轉臺上 通過主動臂缸的伸縮 使主動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動 副動臂下鉸點鉸接在主動臂上 通過副動臂缸的伸縮 使副動臂連同斗桿繞主動 臂下鉸點轉動 依靠斗桿缸使斗桿繞副動臂的上鉸點轉動 而鏟斗鉸接于斗桿前 端 通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動 底盤采用利勃海爾 R317 結 構 回轉支撐采用內齒式回轉支撐 發(fā)動機用 Cat C15 ACERT 采用全回轉 機構的高速方案 此類型挖掘機操作輕便靈活 安全可靠 能滿足挖掘 挖溝等 作業(yè)施工要求 2 2 變幅機構的特點及設計原則 2 2 1 反鏟裝置的工作特點 液壓挖掘機的反鏟裝置主要用于挖掘停機面以下土壤 基坑 溝壕等 其 挖掘軌跡決定于各油缸的運動及其相互配合情況 通常情況下 分為動臂挖掘 斗桿挖掘 轉斗挖掘等幾種情況 3 17 1 動臂挖掘 當采用動臂油缸工作來進行挖掘時 斗桿和鏟斗油缸不工 作 可以得到最大的挖掘半徑和最長的挖掘行程 此時鏟斗的挖掘軌跡系以動臂 下鉸點為中心 斗齒至該鉸點的距離為半徑所作的圓弧線 其極限挖掘高度和挖 掘深度 不是最大挖掘深度 即圓弧線之起終點 分別決定于動臂的最大上傾角 和下傾角 動臂與水平線之夾角 也即決定于動臂油缸的行程 由于這種挖掘方 式時間長而且由于穩(wěn)定條件限制挖掘力的發(fā)揮 實際工作中基本上不采用 2 斗桿挖掘 當僅以斗桿油缸工作進行挖掘時 鏟斗的挖掘軌跡為圓弧 線 弧線的長度與包角決定于斗桿油缸的行程 當動臂位于最大下傾角 并以斗 桿油缸進行挖掘工作時 可以得到最大的挖掘深度尺寸 并且也有較大的挖掘行 程 在較堅硬的土質條件下工作時 能夠保證裝滿鏟斗 故挖掘機實際工作中常 以斗桿油缸工作進行挖掘 3 轉斗挖掘 當僅以鏟斗油缸工作進行挖掘時 鏟斗的挖掘軌跡也為圓 弧線 弧線的包角及弧長決定于鏟斗油缸的行程 顯然 以鏟斗油缸上作進行挖 掘時的挖掘行程較短 如使鏟斗在挖掘行程結束時裝滿土壤 需要有較大的挖掘 力以保證能挖掘較大厚度的土壤 所以一般挖掘機的斗齒最大挖掘力都在采用鏟 斗油缸工作時實現 采用鏟斗油缸挖掘常用于清除障礙 挖掘較松軟的土壤以提 高生產率 因此 在一般土方工程挖掘中 轉斗挖掘較常采用 在實際挖掘工作中 往往需要采用各種油缸的聯合工作 如當挖掘基坑時由 于挖掘深度較大 并要求有較陡而平整的基坑壁時 則需采用動臂與斗桿兩種油 缸的同時工作 當挖掘坑底 挖掘行程將結束為加速將鏟斗裝滿土 以及挖掘過 程需要改變鏟斗切削角等情況下 則要求采用斗桿與鏟斗油缸同時工作 雖然此 時挖掘機的挖掘軌跡是由相應油缸分別工作時的軌跡組合而成 顯然 這種動作 能夠實現還決定于液壓系統(tǒng)的設計 當反鏟裝置的結構形式及結構尺寸已定時 包括動臂 斗桿 鏟斗尺寸 鉸點 位置 相對的允許轉角或各油缸的行程等 即可用 SolidWorks 運動分析求得挖 掘機挖掘軌跡的包絡圖 即挖掘機在任一正常工作位置時所控制到的工作范圍 對于反鏟裝置主要的工作尺寸為最大挖掘深度 最大卸載高度和最大挖掘半徑 包絡圖中有部分區(qū)間靠近甚至深入到挖掘機停機點底下 這一范圍的土壤雖可挖 及 但可能引起土壤的崩塌而影響機械的穩(wěn)定和安全上作 除有條件的挖溝作業(yè) 外一般不使用 挖掘機反鏟裝置的最大的挖掘力決定于液壓系統(tǒng)的工作壓力 油 缸尺寸 以及各油缸間作用力之影響 斗桿 動臂油缸的閉鎖壓力及力臂 外 還決定于整機的穩(wěn)定和地面附著情況 因此反鏟裝置不可能在任何位置都能發(fā)揮 最大挖掘力 4 2 2 2 反鏟裝置的設計原則 1 主要工作尺寸及作業(yè)范圍的要求 在設計時應考慮與同類型相比時的 18 先進性 性能與主參數應符合國家標準之規(guī)定 2 滿足整機挖掘力大小及分布情況的要求 3 功率利用情況好 理論工作循環(huán)時間短 4 確定各個鉸點布置 結構形狀應盡可能使受力狀態(tài)有利 在保證剛度 和強度的前提下 重量越輕越好 5 應考慮到通用性和穩(wěn)定性 6 運輸或停放時應有合理的姿態(tài) 7 液壓缸設計應考慮三化 采用系列參數 8 作裝置應安全可靠 拆裝方便 9 滿足特殊使用要求 2 3 本章小結 本章主要介紹了各種挖掘機 通過對比最終確定了挖掘機的方案 借鑒其他 挖掘機的優(yōu)點來確定要設計的結構形式 變幅機構采用油缸變幅 其次介紹了挖 掘機的結構組成及其工作原理 19 第 3 章 挖掘機運動分析與有限元分析 3 1 SoildWorks 在挖掘機設計中的應用 在挖掘機工作裝置設計中 最困難的工作就是運動機構的設計與運動軌跡校 核 目前多采用軌跡圖法或根據幾何約束條件建立方程組進行求解 但對于運動 部件多于三個的機構 設計起來就要麻煩得多 并且設計工作不直觀 設計結果 也不盡人意 而美國 SoildWorks 公司開發(fā)的基于 SoildWorks 操作系統(tǒng)的三維設 計軟件 SoildWorks 則能充分解決上述問題 該軟件是集設計 運動軌跡校核及 有限元分析于一體的強大應用軟件 其建模速度快 直觀 并能充分顯示出各部 件運動中相互之間的協調關系 5 3 2 挖掘機反鏟裝置的運動分析 本章僅對工作裝置進行仿真分析 因此 在 solidworks 中建立液壓挖掘機工 作裝置的三維實體模型 如圖 3 1 所示 按照是否存在相對運動 暫時不考慮行 走運動 回轉裝置 將挖掘機劃分為 動臂 斗桿 鏟斗 鏟斗搖桿 鏟斗連桿 主動臂液壓缸 副動臂液壓缸 斗桿液壓缸 左履帶 右履帶 圖 3 1 挖掘機模型圖 20 液壓挖掘機的基本參數是標示和衡量挖掘機性能的重要指標 同時也是挖掘 機仿真與優(yōu)化樣機效能評估參數的組成之一 為測量液壓挖掘機工作范圍的主要 作業(yè)尺寸 如最大挖掘半徑 最大挖掘深度 最大挖掘高度 最大卸載高度等參 數 這里采用 solidworks 軟件對液壓挖掘機的順序工作方式進行運動學仿真 在 各個液壓缸添加驅動函數 這里采用階躍函數即 STEP 函數 6 具體設置如下 主動臂液壓缸驅動函數 step time 9 0 15 700 step time 32 0 41 5 1250 step time 51 5 0 57 5 550 斗桿液壓缸驅動函數 step time 0 0 6 850 step time 15 0 27 1000 step time 39 0 41 5 70 step time 44 5 0 51 5 930 鏟斗液壓缸驅動函數 st ep time 6 0 9 600 step time 27 0 32 600 step time 41 5 0 44 5 600 副動臂液壓 缸驅動函數 step time 13 0 15 100 step time 32 0 41 5 200 step time 51 5 0 57 5 100 從而 得出液壓挖掘機工作范圍的包絡曲線圖 如圖 3 2 所示 仿真過程依次為 從圖 3 2 工作范圍的 A 點 此時鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸 處于全縮狀態(tài) 開始調整主動臂液壓缸到全縮狀態(tài) AB 弧線 調整斗桿液壓缸 由全縮到全伸 BC 弧線 調整鏟斗液壓缸由全縮到全伸狀態(tài) CD 弧線 調整 主動臂液壓缸和副動臂液壓缸由全縮到全伸 DE 弧線 調整鏟斗液壓缸由全伸 到全縮 EF 弧線 調整斗桿液壓缸由全伸到全縮 FG 弧線 調整主動臂液壓 缸和副動臂液壓缸由全伸到全縮 GA 弧線 在運動軌跡的包絡圖中可能有部分 區(qū)間靠近甚至深入到挖掘機停機點底下 這一范圍的 土壤雖能挖及 但可能引 起土壤的崩塌而影響挖掘機的穩(wěn)定和安全工作 除有條件的挖溝作業(yè) 作業(yè)寬度 小于挖掘機履帶內側距離 外一般不使用 由圖 3 2 可得出挖掘機的主要作業(yè)尺寸的仿真值 最大挖掘半徑的仿真值是 7510mm 最大挖掘深度的仿真值是 4702mm 最大挖掘高度的仿真值是 7242mm 最大卸載高度的仿真值是 3495mm 圖 3 2 挖掘機包絡圖 21 3 3 挖掘機反鏟裝置的動力學分析 3 3 1 液壓挖掘機的理論挖掘阻力 挖掘機的挖掘力是指液壓缸力通過相應構件傳遞給斗齒 用來切削土壤的作 用力 挖掘力是挖掘機的主要性能參數 它與液壓缸的推力 各鉸點的位置有 關 根據挖掘機挖掘方式的不同 挖掘過程可以分為 鏟斗液壓缸挖掘 斗桿液 壓缸挖掘及作復合動作挖掘 一般認為斗容量小于 0 5m 中小型的液壓單斗反鏟 挖掘機或在土質松軟時以鏟斗挖掘為主 而斗桿挖掘主要適用于正鏟大功率裝置 和一些堅硬的土壤或破碎巖石 7 1 斗桿挖掘時挖掘阻力 3 1 sggg KrqBhKW 60011745 式中 挖掘比阻力 斗桿挖掘時的切削厚度 B 切削刃0 寬度影響系數 鏟斗的平均寬度 斗桿挖掘時的切削b2 6r 半徑 土壤的松散系數 斗桿挖掘過程中的總轉角 斗SKg q 容量 2 鏟斗挖掘時挖掘阻力 3 2 DBAZXRCW 35 1max1 cos 式中 土壤的硬度系數 對不同的土壤條件取值不同 這里設挖機 用于 級土壤的挖掘 取值為 4 鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離 某一挖掘位置時鏟斗總轉角的一半 某一挖掘位置處轉斗的瞬時max 轉角 切削刃寬度影響系數 切削角變化影響系數 BbB21 A 帶有斗齒的系數 斗側壁厚影響系數 其中 為側ZXSX03 1 壁厚度 切削刃擠壓土壤的力 D 3 復合動作挖掘時挖掘阻力 切向挖掘阻力 法向挖掘阻力 1bhKW01 W 2 其中 挖掘比阻力 斗寬 挖掘深度 挖掘阻力0 h 系數 由于液壓挖掘機大都采用復合動作挖掘 根據設計參數可知斗寬 650mm 挖掘深度 0 2 130mm 因為該鏟斗所要涉及的工礦最多為 級bhb 土壤 計算得 22000N 挖掘阻力垂直分力K01 NW924 4212 22 3 3 2 液壓挖掘機的動力學仿真與有限元分析 作用在鏟斗刃口上的挖掘阻力可分為兩種情況 1 對稱載荷 2 偏心載荷 這里只研究對稱載荷的情況 物料的重力 G 的方向始終垂直向下 位置在鏟斗的 中部 切向挖掘阻力 Wl 與法向挖掘阻力的方向相互垂直 并定義在鏟斗中齒上 其中切向挖掘阻力的方向始終沿鏟斗軌跡的切線指向鏟斗斗齒 法向挖掘阻力 W2 始終垂直于鏟斗軌跡的切線指向鏟斗斗齒 它們的方向相對于地面是隨著鏟 斗的轉動而不斷的變化 但相對于鏟斗是不變的 以挖掘機復合動作方式的作業(yè)循環(huán)時間為依據 用系統(tǒng)提供的 STEP 函數設 定挖掘機在一個工作循環(huán)中的各個液壓缸的驅動函數及受力函數 具體如下 主動臂液壓缸驅動函數 step time 9 0 15 700 step time 32 0 41 5 1250 step time 51 5 0 57 5 550 斗桿液壓缸驅動函數 step time 0 0 6 850 step time 15 0 27 1000 step time 39 0 41 5 70 step time 44 5 0 51 5 930 鏟斗液壓缸驅動函數 step ti me 6 0 9 600 step time 27 0 32 600 step time 41 5 0 44 5 600 副動臂液壓缸驅 動函數 step time 13 0 15 100 step time 32 0 41 5 200 step time 51 5 0 57 5 100 切向挖掘阻力函數 step time 9 0 32 22000 step time 32 0 59 22000 法向挖 掘阻力函數 step time 9 0 32 9240 step time 32 0 59 92400 重力函數 step tim e 9 0 32 5000 step time 32 0 41 5 0 step time 41 5 0 44 5 5000 下面采用 COSMOS Motion 對挖掘機復合挖掘進行動力學分析仿真 計算出 各個液壓缸的受力曲線圖 圖 3 3 到 3 6 所示 圖 3 3 主動臂油缸反作用力曲線 圖 3 4 副動臂油缸反作用力曲線 23 圖 3 5 斗桿油缸反作用力曲線 圖 3 6 鏟斗油缸反作用力曲線 由反作用力曲線可知 主動臂油缸的最大受力為 274012N 副動臂油缸的最 大受力為 388821N 斗桿油缸的最大受力為 250254N 鏟斗油缸的最大受力為 111380N 此結果為液壓系統(tǒng)變幅油缸的選型設計提供了理論依據 3 4 挖掘機反鏟裝置的靜力學分析 由文獻 8 可以計算得出鏟斗的基本尺寸 并在 solidworks 中建立鏟斗的三 維模型并進行受力分析 3 4 1 鏟斗的受力分析 3 4 1 1 鏟斗的理論挖掘阻力 由于液壓挖掘機大都采用復合動作挖掘 根據設計參數可知斗寬 650mm b 挖掘深度 0 2 130mm 因為該鏟斗所要涉及的工礦最多為 級土壤 計算得hb 22000N 挖掘阻力垂直分力 KW01 NW9240 4212 3 4 1 2 鏟斗有限元分析 1 零件材料 表 3 1 鏟斗零件材料 零件序號 零件名稱 材料 質量 體積 1 斗齒 Q345 A 2 41414 kg 0 000300538 3m 2 鏟斗 Q235 475 406 kg 0 0617411 2 載荷 約束信息 如圖 3 7 表 3 2 載荷 約束信息 制約 1 于 4 面 鉸接 力 扭矩 1 于 5 面 應用法向力 22000 N 使用均勻分布 力 扭矩 2 于 5 面 應用法向力 9240N 使用均勻分布 24 圖 3 7 載荷 約束信息 3 結果分析 如圖 3 8 表 3 3 鏟斗分析結果 名稱 類型 最小 位置 最大 位置 應力 1 VON von Mises 應力 0 13965 N mm 2 MPa 節(jié) 49120 7005 21 mm 6898 55 mm 349 116 mm 110 22 mm 2 MPa 節(jié) 56308 6301 46 mm 6609 16 mm 320 935 mm 位移 1 URES 合位移 0 m 節(jié) 8483 6444 92 mm 6204 93 mm 320 955 mm 0 00222229 m 節(jié) 3391 7387 03 mm 7305 64 mm 136 055 mm 應變 1 ESTRN 對等應 變 5 57997e 007 單元 7534 6424 99 mm 7168 73 mm 84 5544 mm 0 00036976 單元 29763 6303 45 mm 6610 32 mm 313 435 mm 表 3 4 約束處反作用力 選擇組 單位 總和 X 總和 Y 總和 Z 合力 4 個面 N 20186 3 6112 53 111 32 21091 7 最后 將鏟斗載荷傳遞到連桿機構 并計算出每個連桿的受力情況 其中連桿和 搖桿均為二力桿 a 鏟斗應力圖 b 鏟斗位移圖 25 c 鏟斗應變圖 圖 3 8 鏟斗分析結果 由以上設計結果 可知鏟斗設計合理 取鏟斗安全系數為 2 8 由 得 所以符合挖掘機械設計要求 ns MPa2 105 238 4 3 4 2 斗桿的受力分析 反鏟裝置的斗桿強度主要為彎矩所控制 故其計算位置可跟據反鏟工作中挖 掘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分析和試驗說明 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 一般取以下兩個位置 9 計算位置 1 如圖 3 9 所示 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 度 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 側齒遇障礙作用有側向力 這時 工作裝置上的作用力有工作裝置各部分的重量 作用于斗側齒上的挖 掘阻力 包括切向分力 法向分力 和側向力 1W2kW 3 3 TkMr 式中 橫向阻力 與回轉中心間的距離 回轉平臺制動器可承受rk T 的最大力矩 26 圖 3 9 斗桿計算位置 I 圖 3 10 計算位置 2 計算位置 2 如圖 3 10 所示 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 鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力位置 4 正常挖掘 即挖掘阻力對稱于鏟斗 無側向力作用 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 1W2 3 4 2 1 斗桿計算位置 1 有限元分析 1 零件材料 表 3 5 斗桿零件材料 零件序號 零件名稱 材料 質量 體積 1 斗桿 Q345 A 533 63 千克 0 069 3m 2 載荷 約束 網格信息 如圖 3 11 圖 3 11 計算位置 I 網格和載荷 3 結果分析 如圖 3 12 表 3 6 斗桿分析結果 名稱 類型 最小 位置 最大 位置 應力 1 VON von Mises 應力 0N mm 2 MPa 節(jié) 31856 2958 01 mm 2925 19 mm 149 9N mm 2 MPa 3007 62 mm 2476 9 mm 27 689 39 mm 節(jié) 11516 829 553 mm 位移 1 URES 合位移 3 598 e 008 m 節(jié) 42 2849 69 mm 968 946 mm 749 553 mm 0 001158 m 節(jié) 22147 1046 08 mm 4666 95 mm 614 528 mm 應變 1 ESTRN 對等應 變 6 191e 018 單元 15837 2974 52 mm 2918 17 mm 778 183 mm 0 003401m 單元 7889 3009 53 mm 2469 3 mm 838 276 mm 表 3 7 約束處反作用力 選擇組 單位 總和 X 總和 Y 總和 Z 合力 面 1 N 54230 25 72000 29 20005 21 85420 38 面 2 N 11300 25 63500 37 70 4 74200 46 a 應力圖 b 位移圖 c 應變圖 圖 3 12 斗桿分析結果 由分析結果可知斗桿最大應力為 158 5MPa 取斗桿安全系數為 2 由 得 345 2 172 5 158 5MPa 設計符合要求 ns 3 3 2 2 斗桿計算位置 2 有限元分析 1 零件材料如表 3 9 所示 28 2 載荷 約束 網格信息 如圖 3 13 所示 圖 3 13 計算位置 2 網格和載荷 3 結果分析 圖 3 14 a 應力圖 b 合位移圖 c 應變圖 圖 3 14 分析結果圖 由計算結果可知 斗桿最大應力為 149 9MPa 取斗桿安全系數為 2 由 得 345 2 172 5MPa 149 9MPa 所以設計符合強度要求 ns 3 4 3 副動臂的受力分析 29 計算位置 1 如圖 3 15 其應滿足以下條件 1 動臂油缸全縮 2 斗齒尖 鏟斗與斗桿鉸點 斗桿與副動臂鉸點在同一條直線 3 鏟斗挖掘時 斗邊點遇到障礙 該工況也就是最大挖掘深度工況 計算位置 2 如圖 3 10 其滿足以下條件 1 動臂油缸的作用力臂最大 2 斗桿的作用力臂最大 3 鏟斗進行正常挖掘 鏟斗位于最大挖掘力位置 10 圖 3 15 計算位置 1 3 4 3 1 副動臂有限元分析 1 零件材料 表 3 9 副動臂零件材料 零件序號 零件名稱 材料 質量 體積 1 副動臂 Q345 A 686 千克 0 0873 3m 2 網格劃分和結果 圖 3 16 和 3 17 a 網格劃分 b 副動臂計算位置 1 應力圖 30 C 副動臂計算位置 1 位移圖 d 副動臂計算位置 1 應變圖 圖 3 16 副動臂計算位置 1 結果 a 副動臂計算位置 2 應力圖 b 副動臂計算位置 2 位移圖 b 副動臂計算位置 2 應變圖 圖 3 17 副動臂計算位置 2 分析結果圖 由分析結果可知副動臂最大應力為 240 7MPa 取副動臂安全系數為 1 2 由 得 345 1 2 288MPa 240 7MPa 所以設計符合強度要求 ns 3 4 4 主動臂的受力分析 計算位置 1 如圖 3 15 其應滿足以下條件 1 動臂油缸全縮 31 2 斗齒尖 鏟斗與斗桿鉸點 斗桿與副動臂鉸點在同一條直線 3 鏟斗挖掘時 斗邊點遇到障礙 該工況也就是最大挖掘深度工況 計算位置 2 如圖 3 10 其滿足以下條件 1 動臂油缸的作用力臂最大 2 斗桿的作用力臂最大 3 鏟斗進行正常挖掘 鏟斗位于最大挖掘力位置 10 3 3 4 1 主動臂有限元分析 1 零件材料 表 3 10 副動臂零件材料 零件序號 零件名稱 材料 質量 體積 1 主動臂 HQ60 587 千克 0 0778 3m 2 網格劃分和分析結果 圖 3 18 和 3 19 a 主動臂網格劃分 b 主動臂計算位置 1 應力圖 c 主動臂計算位置 1 位移圖 d 主動臂計算位置 1 應變圖 圖 3 18 主動臂計算位置 1 分析結果 32 a 主動臂計算位置 2 應力圖 b 主動臂計算位置 2 位移圖 c 主動臂計算位置 2 應變圖 圖 3 19 主動臂計算位置 2 分析結果 由結果可知副動臂最大應力為 374MPa 取主動臂安全系數為 1 5 由 得 600 1 5 400MPa 374MPa 所以設計符合強度要求 ns 3 5 本章小結 本章通過運動分析 計算出挖掘機的包絡圖 為挖掘機的工作范圍提供了理 論依據 并進行動力學分析計算出各個液壓缸的受力情況 最后通過有限元分析 計算了各個危險工況工作裝置的受力情況 33 第 4 章 整機穩(wěn)定性分析 4 1 穩(wěn)定性及計算方法 4 1 1 穩(wěn)定性 挖掘機的穩(wěn)定性是指在最不利的傾覆線上的穩(wěn)定力矩之和大于或等于傾覆力 矩之和 挖掘機的所有零部件 總成由于自重引起的力矩和配重外伸引起的力矩 都作為穩(wěn)定力矩 對于可以變更的或者可以移動的零部件 凡是對挖掘機穩(wěn)定性 有影響的重力 均要考慮其最不利的值和最不利的位置 傾覆力矩主要是由鏟斗 內的重物和工作裝置自重引起的 11 4 1 2 穩(wěn)定性校核 挖掘機的穩(wěn)定性根據工況的不同可以分為作業(yè)穩(wěn)定性 自身穩(wěn)定性 行走穩(wěn) 定性 本文以作業(yè)穩(wěn)定性作為穩(wěn)定性計算 挖掘機在挖掘過程中有兩種失穩(wěn)狀態(tài) 即挖掘失穩(wěn)和卸載失穩(wěn)狀態(tài) 本文主要以挖掘失穩(wěn)狀態(tài)作為校核 4 1 2 1 挖掘失穩(wěn)狀態(tài)校核 反鏟液壓挖掘機的失穩(wěn)狀態(tài)有以下三種工況 1 斗桿垂直于地面 斗齒尖離地面以下 0 5m 用鏟斗挖掘 切向阻力垂 直地面 法向阻力指向機體 此時傾覆邊緣在履帶前端 如圖 4 1 在 solidworks 中測出各個零件的質量和重心的位置 并測出各個零件的重心 到履帶前端的距離 圖 4 1 失穩(wěn)狀態(tài) 1 34 采用平衡法計算許用穩(wěn)定系數 n 4 1 傾 覆 力 矩穩(wěn) 定 力 矩 LWLgGii 271415 式中 底盤和上車總重 1GNG201 分別表示鏟斗 斗桿 副動臂 主動臂的重量 g234g 3570N 5740N 6870N 9490N 1234g 各個工作機構相對于履帶前端的距離 其中iL 3675mm 4047mm 2837mm 500mm 3000mm12L3L4L5 500mm 2832mm 67 切向挖掘阻力 22000N 法向挖掘阻力 9240N 1W2W 將以上數據代入公式 5 1 中得 n 1 8 n 1 所以該工況挖掘機穩(wěn)定性符合要求 2 在最大挖掘深度時斗桿及鏟斗處于垂直位置 用鏟斗液壓缸挖掘 此 時挖掘阻力有使整機抬起的趨勢 傾覆邊緣在履帶的后端 圖 4 2 在 solidworks 中測出各個零件的質量和重心的位置 并測出各個零件的重心 到履帶后端的距離 圖 4 2 失穩(wěn)狀態(tài) 2 采用平衡法計算許用穩(wěn)定系數 n 4 2 傾 覆 力 矩穩(wěn) 定 力 矩 721 54LWHGgiii 式中 意義同 4 1 挖掘最大深度 H 4702mm igiG1W2 35 5699mm 5270mm 4926mm 3873mm 800mm 51L2L3L4L5L7 102mm 將以上數據代入 4 2 得 n 2 1 n 1 所以該工況穩(wěn)定性符合要求 3 在停機面上最大挖掘半徑處用鏟斗液壓缸挖掘 挖掘阻力有使整機后 傾覆的趨勢 傾覆邊緣在履帶的后端 圖 4 3 在 solidworks 中測出各個零件的質量和重心的位置 并測出各個零件的重心 到履帶后端的距離 圖 4 3 失穩(wěn)狀態(tài) 3 采用平衡法計算許用穩(wěn)定系數 n 4 3 傾 覆 力 矩穩(wěn) 定 力 矩 61 54LWGgi 式中 意義同 4 1 ii1 8948mm 7509mm 5698mm 3430mm 800mm 86201L2L3L456L mm 將以上數據代入 4 3 得 n 1 7 n 1 所以該工況穩(wěn)定性符合要求 4 2 接地比壓計算 挖掘機由于作業(yè)條件和環(huán)境比較惡劣 因此計算接地比壓十分重要 接地比壓 是指公稱 平均 接地比壓 它等于機器的總重力與兩條履帶接地 36 面積的比值 用公式表示為 12 4 4 bLGP2 式中 公稱接地比壓 MPa P 機器的總重力 250000N G 履帶接地長度 3310mm L 履帶板寬度 650mm bb 由式 4 4 計算的接地比壓是理想的平均比壓 如圖 4 4 圖 4 4 接地比亞 將數據代入公式 4 4 解得 0 58MPa P 通過計算可以得出的結論是挖掘機在工作時 路面承受壓力的平均能力必須 大于 0 58MPa 4 3 本章小結 本章進行了穩(wěn)定性計算 包括抗傾覆性計算和接地比壓計算兩部分 抗傾覆 性計算需要穩(wěn)定性力矩大于傾覆力矩 防止挖掘機在額定載荷作用下發(fā)生翻車事 故 接地比壓計算求出挖掘機在工作時候的平均接地比亞 為挖掘機的穩(wěn)定工作 提供了依據 37 第 5 章 液壓系統(tǒng)設計 5 1 液壓系統(tǒng)的形式 1 開式 閉式系統(tǒng) 按油液循環(huán)方式不同 液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng) 開式系統(tǒng)是指液壓泵從油箱中吸油 把壓力油輸給執(zhí)行元件 執(zhí)行元件排出 的油則直接流回油箱 開式系統(tǒng)結構簡單 液壓油能夠得到較好的冷卻 油液中 雜質易沉淀 但油箱尺寸較大 空氣 臟物容易進入系統(tǒng)中去 會導致工作機構 運動的不平穩(wěn) 在實際應用中多用于發(fā)熱較多的液壓系統(tǒng) 如具有節(jié)流調速回路 的系統(tǒng) 閉式系統(tǒng)是指液壓泵的排油腔直接與執(zhí)行元件的進油管相連 執(zhí)行元件的回 油管直接與液壓泵的吸油管相連 油液在系統(tǒng)的管路中進行封閉循環(huán) 閉式系統(tǒng) 油箱尺寸小 結構緊湊 執(zhí)行元件回油管和液壓泵吸油腔直接連通 減少了空氣 及臟物進入系統(tǒng)的機會 但油液的冷卻條件差 需要輔助泵進行換油冷卻和補償 漏油 結構比較復雜 一般情況下 閉式系統(tǒng)中的執(zhí)行元件若采用雙作用單活塞 桿液壓缸時 由于兩腔流量不等 在工作中會使功率利用下降 所以閉式系統(tǒng)的 執(zhí)行元件一般為馬達 13 2 單泵 多泵系統(tǒng) 按系統(tǒng)中的液壓泵數量 液壓系統(tǒng)可分為單泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng) 單泵系統(tǒng)是指由一個液壓泵向一個或一組執(zhí)行元件供油的液壓系統(tǒng) 單泵系 統(tǒng)適合于不需要進行多種復合動作的工程機械 如推土機等鏟土運輸機械的液壓 系統(tǒng) 多泵系統(tǒng)是多個單泵系統(tǒng)的組合 每臺泵可以分別向各自回路中的執(zhí)行元件 供油 每臺泵的功率是根據各自回路中的功率而定 例如 當系統(tǒng)中只需要進行 單個動作而又要充分利用發(fā)動機功率時 可采用合流供油方式 即幾個液壓泵流 量同時供給一個執(zhí)行元件 這樣可使工作機構的運動速度加快 5 2 液壓回路設計 由于執(zhí)行機構較多 工作環(huán)境惡劣 控制精度要求高等特點 挖掘機的液壓 38 系統(tǒng)的設計應考慮多方面的要求 挖掘機的工作裝置全部采用液壓驅動 挖掘機的作業(yè)過程包括下列幾個間歇動作 動臂升降 斗桿收放 鏟斗裝載 轉臺回轉 整機行走 以及其他輔助動作 14 挖掘機主機的工作由兩項特殊要求 1 實現各種主要動作時阻力于作業(yè)速 度隨時變化 因此要求液壓缸和液壓馬達的壓力和流量也相應變化 2 為了充 分利用發(fā)動機功率和縮短作業(yè)循環(huán)時間 工作過程中往往要求有兩個主要動作同 時進行 這叫做復合動作 這兩項要求需要由液壓系統(tǒng)保證 因此本次設計采用雙泵單回路 全功率變量系統(tǒng)的開式液壓回路 該系統(tǒng)中 兩個油泵由一個總功率調節(jié)機構調節(jié)平衡使兩個泵的流量相同 5 2 1 限壓回路設計 整個系統(tǒng)設置一個限壓回路用來限制系統(tǒng)的壓力 使系統(tǒng)壓力不超過調定的 值 用溢流閥來實現限壓 5 2 2 卸荷回路的設計 卸荷回路是挖掘機各個機構不工作時 使液壓泵盡可能以最低功率消耗進行 空轉 采用換向閥中位卸荷 5 2 3 回轉回路的設計 在挖掘機回轉機構的回路上設有緩沖閥 利用緩沖閥使液壓馬達高壓腔的油 液超過一定壓力時獲得出路 5 2 4 節(jié)流調速和背壓回路的設計 節(jié)流調速就是利用節(jié)流閥的可變通流截面來改變流量 進行調速 為了工作 的安全在液壓缸的回油路上裝以單向節(jié)流閥 形成節(jié)流限速回路 為了防止動臂 因自重降落速度太快而發(fā)生危險 其大腔回油路上裝以單向節(jié)流閥 使動臂下降 速度受節(jié)流控制 在各個液壓缸的進油和回油路上裝以背壓閥 實現各個液壓缸 的安全工作 5 2 5 行走限壓回路的設計 履帶式液壓挖掘機下坡行駛時 因自重加速 可能導致超速溜坡事故 發(fā)生 危險 此時行走馬達超速運轉 發(fā)生吸空現象 甚至損壞 因此履帶行走裝置必 須考慮行走液壓馬達的限速和補油 使液壓馬達轉速控制在安全容許范圍內 利 用節(jié)流閥調節(jié)馬達回油速度 挖掘機一旦超速 進油供應不及 壓力降低 控制 39 油壓力也隨著降低 防止了超速溜坡 5 2 6 輔助回路的設計 挖掘機的作業(yè)操作回路主要是操作換向閥移位 以改變各個機構的動作方向 和速度 利用手柄操縱若干個先導閥 使具有一定壓力的液壓油進入各個換向閥 推動閥桿移位 實現主機各個機構的動作 15 5 3 重要液壓元件的選型設計 5 3 1 回轉液壓馬達的選型設計 動力頭驅動元件初選力士樂回轉減速機 GFB17T2 輸出轉矩 12000N m 液 壓馬達 A2FE63 61W VZL 輸出齒輪齒數 m z x b 8 43 0 90 減速機重 量 120kg 下面對扭矩進行校核 由于回轉機構額定輸出扭矩為 16kN m 大小齒輪的齒數比為 64 43 故減速 機的輸出扭矩為 16 43 64 10 75 KN m 根據減速機選型公式 T2K T2 K 5 1 式中 T 2 輸出扭矩 T 2 10 75 KN m T2K 已修正的輸出扭矩 K 系數根據工作級別和載荷級別 取工作級別為 M5 載荷級別為 重 查表得 K 1 1 將各值代入式 5 1 中 得 T2K 11 82 kN m 12000 N m 故扭矩滿足要 求 選型合理 5 3 2 工作機構液壓缸的選型設計 在 solidworks 中的運動分析得出挖掘機各個液壓缸的參數 主動臂油缸全伸 為 2900mm 全縮為 1900mm 因此其行程為 1000mm 斗桿液壓缸全伸為 2645mm 全縮為 1421mm 其行程為 1200mm 鏟斗液壓缸全伸為 2078mm 全 縮為 1478mm 其行程為 600mm 副動臂液壓缸全伸為 1058mm 全縮 850mm 其行程為 200mm 根據力士樂樣本選取力士樂 HC20T 160 100 壓力均為 25MPa 在 25MPa 下 力士樂 HC20T 160 100 型油缸的承載力 FQB 25 106 3 14 160 10 3 2 4 502400 N 40 在第三章進行動力學分析中所得到的各個液壓缸的受力均小于所選油缸的承 載力 故選型合理 5 4 液壓原理圖 圖 5 1 液壓原理圖 5 5 本章小結 41 本章介紹了液壓系統(tǒng)的形式 并針對挖掘機的工況 設計了挖掘機液壓系統(tǒng) 原理圖并對其主要油路進行了分析 并對主要液壓元件進行了選型設計分析 42 結 論 本文以液壓挖掘機為設計對象 通過與傳統(tǒng)設計方法的比較對比 以及運用 類比法 對大量同類型挖掘機的動臂機構外形尺寸進行分析 得出新型挖掘機動 臂的尺寸參數 并在此基礎上 進行了創(chuàng)新設計 將挖掘機的動臂設計為組合式 結構 大大擴大挖掘范圍 增加了機械工作效率 論文中利用強大的機械設計分析軟件 SolidWorks 對設計對象進行有限元分析 以此檢查設計是否合理 強度是否達到工程機械的要求 分析結果證明 鏟斗 主動臂 副動臂的最小安全系數均達到挖掘機械的要求 最后采用力矩平衡方法校核了挖掘機在危險工況的穩(wěn)定性 按照接地比壓計 算求出挖掘機在工作時候的平均接地比亞 為挖掘機的穩(wěn)定工作提供了依據 最后針對挖掘機的工況 設計了挖掘機液壓系統(tǒng)原理圖并對其主要油路進行 了簡要的分析 并對主要液壓元件進行了選型設計分析 由于時間緊迫 加之本人經驗不足 本文還有一些問題需要進一步研究 1 開展相應疲勞壽命的分析 從微觀角度研究機構破壞的機理 從而解決 材料本身存在的缺陷 2 由于挖掘機的計算一直無法統(tǒng)一 所以在設計上難免有誤差 以及不合 理 所以在整體配合上還要做大量的計算機仿真試驗 從而得到比較合理的參數 3 合理的添加筋板有利于工作裝置強度的提高 也是解決工作裝置局部出 現裂紋的一個好方法 因此 還需要進行工作裝置在不同工作位置時的結構優(yōu)化 分析 從而選擇最佳筋板設置位置 4 設計更合理的挖掘機機構 使挖掘機能夠像機器人一樣具有更多的功能 43 44 參考文獻 1 楊梅 淺談液壓挖掘機智能控制技術 R 建筑機械化 2009 1 29 32 2 朱建新 鄒湘伏 黃志雄 談國產液壓挖掘機未來的發(fā)展趨勢 J 鑿巖機械 氣動工具 2003 3 48 55 3 曹善華 單斗挖掘機 M 北京 機械工業(yè)出版社 1988 4 QIU Qingying FENG Peien WU Jianwei PAN Shuangxia Product model structure for generalized optimal design J PROGRESS IN NATURAL SCIENCE Vol 12 No 4 April 2002 294 300 5 朱永強 王輝林 儀垂杰 刁培松 SolidWorks 在挖掘機設計中的應用 J 工程 機械 2002 8 8 9 6 王桂新 楊彥龍 基于 ADAMS 的液壓挖掘機工作裝置的仿真分析 J 河北工 業(yè)大學 2008 第 3 期 59 63 7 張元元 挖掘裝置挖掘阻力的分析與計算 J 建筑機械 1997 9 12 15 8 張維良 申文清 張艷偉 裝載機鏟斗幾何尺寸的新計算方法 J 工程機械 2001 12 38 40 9 同濟大學 單斗液壓挖掘機 第二版 M 北京 中國建筑工業(yè)出版社 1986 21 83 10 丁華 朱茂桃 液壓挖掘機動臂的有限元分析 J 中國公路學報 2003 4 118 120 11 史清錄 康健 挖掘機的最不穩(wěn)定姿態(tài)研究 J 農業(yè)機械學報 2004 5 32 35 12 余曉明 曾曉芳 黃承軍等 履帶式起重機最大接地比壓的MATLAB 的可視 化計算 J 機械工程與自動化 2007 6 34 36 13 Masakazu Haga Watanabe Hiroshi Kazuo Fujishima Digging control system for hydraulic excavator J Mechanics 2000 11 665 676 14 GAOYingjie1 JINYanchao Motion Planning Based coordinated Control for Hydraulic Excavators J Chinese journal of mechanical engineering 2009 97 101 15 陳奎生 液壓與氣動傳動 M 武漢理工大學出版社 2007 108 112 45 致謝 畢業(yè)設計即將結束了 在畢業(yè)設計期間 從論文的選題 資料查詢 開題到 研究和撰寫的每一個環(huán)節(jié) 無不得到導師趙偉民教授的悉心指導和幫助 趙老師 治學嚴謹 學識淵博 品德高尚 平易近人 在我畢業(yè)設計期間不僅傳授了搞設 計的秘訣 還傳授了做人的準則 在此 首先向我尊敬的導師趙偉民教授表示衷 心的感謝 同時感謝我的家人對我的支撐 感謝師兄 師姐在學業(yè)上給予我的幫助