轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

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前言

随着社会建设的不断发展和需要，轮式液压挖掘机在国土建设、大自然改造事业、许多大型基础工程的建设中得到广泛应用，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用，称为一种万能机械。一台1m轮式液压挖掘机挖掘I～IV级土壤时，每班生产率大约相当于300～400工人一天的劳动生产率。由于轮式液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量及高效率等特点，因此受到了广大施工作业单位的青睐。轮式液压挖掘机的生产制造业也日益蓬勃发展。

工作装置是轮式液压挖掘机主要组成部分之一，是直接完成挖掘任务的装置。工作装置的作业由三个油缸的复合动作和土壤的相互作用来实现，不借助计算机技术无可实现轮式液压挖掘机工作装置设计及其性能分析。因此，基于计算机全面仿真的轮式液压挖掘机工作装置设计方法的研究成为推动挖掘机发展中的重要一环。

挖掘机与液压传动紧密地联系在一起，其发展主要以液压技术的应用为基础。由于挖掘机的工作条件恶劣，要求实现的动作很复杂，于是它对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是工程机械液压系统中最为复杂的。因此，对挖掘机液压系统的分析研究也己经成为推动挖掘机发展中的重要一环。

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

1轮式挖掘机

1.1轮式挖掘机工作装置与液压系统研究的必要性

挖掘机行业的发展历史久远，可以追溯到1840年。当时美国西部开发，进行铁路建设，产生了模仿人体构造，有大臂、小臂和手腕，能行走和扭腰类似机械手的挖掘机，它采用蒸汽机作为动力在轨道上行走。但是此后的很长时间挖掘机没有得到很大的发展，应用范围也只局限于矿山作业中。

导致挖掘机发展缓慢的主要原因是:其作业装置动作复杂，运动范围大，需要采用多自由度机构，古老的机械传动对它不太适合。而且当时的工程建设主要是国土开发，大规模的筑路和整修场地等，大多是大面积的水平作业，因此对挖掘机的应用相对较少，在一定程度上也限制了挖掘机的发展。

由于液压技术的应用，二十世纪四十年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机。随着液压传动技术迅速发展成为一种成熟的传动技术，挖掘机有了适合它的传动装置，为挖掘机的发展建立了强有力的技术支撑，是挖掘机技术上的一个飞跃。同时，工程建设和施工形式也发生了很大变化。在进行大规模国土开发的同时，也开始进行城市型土木施工，这样，具有较长的臂和杆，能装上各种各样的工作装置，能行走、回转，实现多自由动作，可以切削高的垂直壁面，挖掘深的基坑和沟槽的挖掘机得到了广泛应用。 1950年在意大利北部生产了第一台液压挖掘机。当时液压挖掘机主要配置

反铲工作装置。在早年，许多液压挖掘机都配组合动臂。这种组合动臂可以调节动臂的长度，现在大多数液压挖掘机都采用整体动臂。优点是重量轻，制造方便，成本低。从20世纪60年代到80年代中期，液压挖掘机进入了推广和蓬勃发展的阶段，各国挖掘机制造厂和品种增加很快，产量猛增。1968～1970年间，液压挖掘机产量已经达到挖掘机总产量的83%, 90年代初工作装置的结构有所改进。大多数制造厂家借助计算机技术设计制造更轻便的动臂和斗杆，而不削弱其强度，其时对挖掘机工作装置的研究也已经十分成熟。自第一台手动挖掘机诞生以来的160多年当中，挖掘机一直在不断地飞跃发展，其技术己经发展到相对成熟稳定的阶段。经过几十年的研究，被成为土建机械手，成为建设机器人的代表，据有关专家估算，全世界各种施工作业场约有65%至70%的土石方工程都是

由挖掘机完成的。挖掘机是一种万能型工程机械，目前已经无可争议地成为工程机械的第一主力机种，在世界工程机械市场上己占据首位并且仍在发展扩大。挖掘机工作装置设计参数直接影响作业范围、功率利用、挖掘力发挥等。该参数的设计与挖掘机性能的好坏有关。

目前商品化的液压挖掘机工作装置设计软件还没有，都采用各自开发的软件。随着科学技术的发展和建筑施工现代化生产的需要，液压挖掘机需要大幅度的技术进步，技术创新是液压挖掘机行业所面临的新挑战。通过开发通用性及专业的液压挖掘机工作装置设计软件，能够实现工作装置设计的自动化，提高挖掘机设计水平。因此，进行挖掘机工作装置设计的自主研究非常必要。

挖掘机的发展主要以液压技术的应用为基础，其液压系统已成为工程机械液压系统的主流形式。随着科学技术的发展和建筑施工现代化生产的需要，液压挖掘机需要大幅度的技术进步，技术创新是液压挖掘机行业所面临的新挑战。在技术方面，挖掘机产品的核心技术就是液压系统设计，所以对其液压系统的分析研究具有十分重要的现实意义。

1.2国内外轮式挖掘机工作装置的发展动态及研究现状

最早在轮式挖掘机工作装置设计时，设计人员通过类比、查表、理论计算初步确定性能参数以后，还需要花大量的时间对设计的合理性进行分析，计算量大，而且在设计过程中，大都选取几个特殊位置进行检讨计算，其精度当然较低。当今计算机广泛应用于机械设计中，挖掘机工作装置设计得到了很快发展。针对轮式挖掘机工作装置的CAD软件也已经有了不少的研究。

1.2.1国外发展动态及研究状况

从20世纪50年代开始生产第一台轮式挖掘机至今，挖掘机工作装置己经发展到了相当成熟的阶段。随着轮式挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高自己挖掘机在国际上的竞争力。

近几年来，国外轮式挖掘机产量急剧上升，结构逐步完善，在工程建设和施工行业中占有很重要的位置。轮式挖掘机迅速发展的根本原因，在于机械本身的优越性(重量轻、挖掘能力大、生产率高)、通用性好、操纵轻便，也由于下述几个因素:(1)重视试验研究工作，轮式挖掘机的研制除了保证机械技术性能以外，十分重视挖掘机的使用经济性和工作可靠

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性，研制过程中，进行各种性能试验和可靠性试验，包括构件强度试验、系统试验、操纵试验、耐久性试验等等，要过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产;(2)重视电子计算机技术的引用，加快了新产品的发展速度，国外发展有总体、工作装置、液压系统等的设计程序，出现了总体优化设计方法和适合于计算机数据处理的数学模型描述液压系统和元件特性的程序，这样，就可以利用计算机在很短的时间内进行总体设计，新产品从设计到批量生产的周期缩短到2～3年左右。

当前轮式挖掘机的研制和改进主要着眼于:(1)发动机功率的充分有效利用，通过各种途径使机械多做有效的功，其中包括动力装置与液压系统的最佳匹配，传动效率的提高，回转机构功率的回收，高效液压系统的研究等;(2)铲斗挖掘力的充分发挥，挖掘力大小和有效作用范围是衡量各种液压挖掘机工作能力的重要指标。

随着建筑施工和资源开发规模的扩大，对各种挖掘机需求量迅速增加，因而国际上轮式挖掘机工作装置的生产向多功能化和专用化的方向发展。当轮式挖掘机配置不同的作业装置时，可以用来吊、夹、推、刮、松、挖、装、铣削、拆除、清除和压实等作业，且大都采用快换装置。驾驶员在驾驶室内就可以完成作业装置的更换，仅用2 min时间，就完成了作业装置的更换。工作装置中，动臂、斗杆结构变化多样，也扩展了主机的使用功能，这一结构主要表现为动臂、斗杆长度的变化，由动臂、斗杆的两元件变化为两节动臂、斗杆的多元件和伸缩臂。

在bauma2004展会上的轮式挖掘机中，传统型和通用型产品样机较少，多是一些有特殊构造的、有特色的产品和多功能的产品，如挖掘机工作装置的动臂、斗杆和铲斗三元件构成的通用型产品相对较少，由大臂、中臂、斗杆和快换作业装置四元件构成的产品很多，这既体现了各厂家市场差异化的产品发展战略，也体现了各自的技术水平和实力。轮式挖掘机多用途工作装置在展会上应有尽有，这些多用途作业装置大大扩展了轮式挖掘机的功用，提高了产品的施工适用性。只有具有专业性的挖掘机设计软件，才能设计出适应于各种各样建筑施工的挖掘机工作装置，也能够满足市场和用户的要求。

随着计算机辅助设计技术的日益推广，机械设计及制造技术发生了革命性的变化。轮式挖掘机行业作为机械行业的一个重要分支，计算机辅助设计技术的推广应用势在必行。计算机辅助设计技术既能缩短产品的设计周期和制造周期，同时又能大大提高产品的质量，相应也就提高了机器整体质量的可靠性和稳定性。采用新结构和新材料，利用现代设计技术和先进制造技术，仍是保证和提高轮式挖掘机性能的一个较重要的途径。国外许多有实力的生产厂商有了自己的软件。在国外很多科研机构和一些大型企业，

都已经对挖掘机工作装置的设计进行研究，并开发出了一些专业软件，美国卡特匹勒(Caterpillar)、德国利勃海尔(Liebherr)、英国JBC、日本神钢(KOBELCO)等公司将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、结构件优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于轮式挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力，但目前市场上可供选用的商品化的成熟的应用软件却还是很少。

1.2.2国内发展动态及研究状况

早在1958年国内便开始了轮式挖掘机的研制开发工作，随后开发出一系列比较成熟的产品。当时由于受配件如发动机、液压件及企业自身条件的影响，其质量和产量远未达到应有的水平，与国外同类产品相比也存在较大差距。

到了80年代末和90年代初，世界各工业发达国家轮式挖掘机技术水平得到了迅速的提高，突出表现在追求高效率(同一机重的挖掘机功率普遍提高，液压系统流量增大，作业循环时间减小，作业效率大大提高);高可靠性和追求司机操作的舒适性。

国内原有的数家挖掘机专业生产厂为了生存和发展，利用自身的实力和丰富的挖掘机生产经验，纷纷在工厂的技术改造、试验研究、新产品开发方面下大功夫。有的新开发的产品(也包括某些已生产多年的老产品)为了提高作业的可靠性，干脆采用了进口的液压件和发动机，甚至于整个传动系统都按照采用国外元件来设计，这种经过改型或新设计开发的液压挖掘机其工作可靠性和作业效率得到很大的提高。这样，引进和消化国外的不少技术，在技术方面都有了长足的进步。

国内轮式挖掘机行业近年来虽有很大发展，但与国外挖掘机行业发达国家相比仍存在许多不足，其原因除了国内挖掘机加工水平落后之外，挖掘机设计水平与发达国家相比也有较大的差距，尤其是一些先进设计技术的掌握和应用。国内众多的研究人员和单位对轮式挖掘机工作装置设计进行了不少研究，开发了其设计软件，他们的研究基本上局限于解决某些问题，即工作装置的几何参数、运动参数和力参数等的解决。关于工作装置设计参数分析和在CAD上其自动设计的综合研究文献还没有。因此，开发出的软件缺少通用性，不能使用于挖掘机工作装置的一些通用问题的解决，对工程机械这个行业不具有通用性。特别是国内，CAD在许多企业还停留在辅助制图的程度上，当然也有部分企业用CAD进行空间布置设计。虽然部分软件也有一定的分析计算能力，但是远远不能达到设计需要，对轮式挖掘机进行分析的大型通用软件目前市场上还很少。

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经过近十年的研究，获得了一些成果，但是研究还不够深入，有些研究结果己进入实际应用过程中。目前研究轮式挖掘机工作装置设计的重点在于，为了使挖掘机设计人员从繁忙的计算中解脱出来，现有工作装置机构的计算机辅助计算和优化设计，即大多数的轮式挖掘机工作装置设计研究在现有机构的基础上局限地进行的。在这样一种情况下，开发一个专业化的工作装置的设计工具和软件显得非常必要。

1.3国内外轮式挖掘机液压系统的发展动态及研究现状

1.3.1国外发展动态及研究状况

从20世纪60年代液压传动技术开始应用在挖掘机上至今，挖掘机液压系统已经发展到了相当成熟的阶段。近几年来，随着液压挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高自己挖掘机在国际上的竞争力:①液压系统逐渐从开式系统向闭式系统转变;②系统的节能技术成为研究的重点:③液压系统的高压化和高可靠性发展趋势日益凸显;④很重视液压系统的操纵特性提高;⑤液压系统与电子控制的结合成为潮流。 1.3.1.1液压系统的转变

日本小松(KAMATSU)公司90年代以前一直致力开发开式负载敏感系统( OLSS )，用以降低液压系统的损耗。开式液压系统采用三位六通阀，其特点是有两条供油路，其中一条是直通供油路，另一条是并联供油路。由于这种油路调速方式是进油节流调速和旁路节流调速同时起作用，其调速特性受负载压力和油泵流量的影响，因此这种系统的操纵性能、调速性能和微调性能差。另外，当液压作用元件一起复合动作时，相互干扰大，使得复合动作操纵非常困难。这是开式系统的大缺点。

由于挖掘机作业工程中要求对液压元件能很好地控制其运动速度和进行微调，而且在其工作的许多工况下要求多个执行元件完成复合动作，而长期以来使用的开式液压系统无法满足挖掘机的调速和复合动作的要求。

近年来在国外的挖掘机液压系统中出现了闭式负载敏感系统(CLSS)。它可以采用一个油泵同时向所有液压作用元件供油，每一个液压作用元件的运动速度只与操纵阀的阀杆行程有关，与负载压力无关，泵的流量按需提供，而且多个液压作用元件同时动作时相互之

间干扰小，因此操纵性好是闭式液压系统的主要特点。

这种系统非常符合挖掘机操作的要求，它操纵简单，对司机的操纵技巧要求低，在国际上已经获得较广泛的使用，是挖掘机液压系统的发展趋势。目前日本小松公司己经把大量挖掘机液压系统从开式系统改为闭式系统了。 1.3.1.2应用节能技术

目前轮式挖掘机上典型的节能技术基本上有两种，即负载敏感技术和负流量控制技术，目前液压挖掘机都选用其中一种控制技术来实现节能要求。

负载敏感技术是一种利用泵的出口压力与负载压力差值的变化而使系统流

量随之相应变化的技术。德国曼内斯曼(Mannesmann)公司研制的一种负载传感系统，将其安装在液压系统中，可以控制一个或几个液压作用元件，而与对其施加的载荷无关。该系统不仅易于操纵，而且微动控制特性很好。其最大的特点就是可以根据负载大小和调速要求对油泵进行控制，从而实现在按需供流的同时，使调速节流损失△P控制在很小的固定值，从而达到节能的目的。

负流量控制技术是通过位于主控制阀后面的节流阀建立的压力对主泵的排量进行调节的技术。目前以日本小松(KOMATSU)和日本日立(HITACHI )为代表的许多国外著名品牌的挖掘机生产商都在自己的挖掘机液压系统中使用了负流量控制技术。这种控制技术具有稳定性好、响应快、可靠性和维修性好等特点，但在起始点为重负荷下作业时，因流量与负载有关，所以可控制性较差。 1.3.1.3负载能力和可靠性的提高

为了提高挖掘机的负载能力，直接的方法是提高其液压系统工作压力、流量和功率。目前，国际上先进的挖掘机产品的额定压力大都在30MPa以上，并且随着材料科学技术的进步，有朝着更高的压力甚至采用超高压液压技术方向发展的趋势;流量通常在每分钟数百升;功率在数百千瓦以上。如德国Orensttein& Koppe制造的目前世界上首台最大的RH400型全液压挖掘机，铲斗容量达42m液压油源为18台变量轴向柱塞泵，总流量高达10200L/min:原动机为2台QSK60柴油发动机，总功率高达2014kW。

由于液压挖掘机经常在较恶劣环境下持续工作，其各个功能部件都会受到恶劣环境的影响，系统的可靠性日益受到重视。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替

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代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机强度研究方面，不断提高设备的可靠性。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性信息处理系统，使液压挖掘机的运转率达到8596～9596，使用寿命超过1万小时。 1.3.1.4重视操纵特性

挖掘机液压系统的操纵特性越来越受到重视。目前国际上迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操作和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。各种高新技术的应用，使得挖掘机液压系统操纵特性大大提高。 1.3.1.5电子一液压集成控制

电子控制技术与液压控制技术相结合的电子一液压集成控制技术近年来获得了巨大发

展，特别是传感器、计算机和检测仪表的应用，使液压技术和电子控制有机结合，开发和研制出了许多新型电液自动控制系统，提高了挖掘机的自动化程度，推动着挖掘机的迅猛发展。目前国外先进品牌的挖掘机在电液联合控制方面的研究己趋成熟。美国林肯一贝尔特公司新C系列LS-5800型液压挖掘机安装了全自动控制液压系统，可自动调节流量，避免了驱动功率的浪费。日本住友公司生产的FJ系列五中新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助的功率控制系统，利用精控模式选择系统，减少燃油、发动机功率和液压功率的消耗，并延长了零部件的使用寿命。

1.3.2国内研究情况及发展动态

从国内情况来看，国内挖掘机行业整体发展水平较国外缓慢，在挖掘机液压系统方面的理论还比较薄弱。国内大部分挖掘机企业在挖掘机液压系统传统技术方面的研究具有一定基础，但由于采用传统液压系统的挖掘机产品在性能、质量、作业效率、可靠性等方面均较差，因此采用传统液压系统的挖掘机在国内市场上基本失去了竞争力，取而代之的是采用各种高新技术的国外挖掘机产品。先进的挖掘机液压系统都被国际上一流的生产企业垄断，国内企业在该领域的研究几乎是空白，这样国内的挖掘机生产厂家就无法独立制造

出性能优异的挖掘机，绝大部分的市场份额都被国外各种品牌的挖掘机所占据。以20t级的中型液压挖掘机为例，国产20t级挖掘机大多数是欧洲80年代初的技术同90年代初以来在国内形成批量的日本小松、日立、神钢等机型相比，其主要差距柴油机功率偏低，液压系统流量偏小，液压系统特性差，导致平台回转速度低，行走速度低，各种性能参数均偏小，整机性能和作业效率较国外偏低。

1.4设计内容

本文设计内容包括轮式挖掘机的工作装置设计和液压系统设计两大部分。工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。工作装置选择反铲式，对其进行运动学分析并用比例法和经验公式计算选择出工作装置各部分的基本尺寸。挖掘机的发展与液压技术密不可分，因此，液压系统在轮式挖掘机中也起着至关重要的作用。具体设计如下：

1）挖掘机工作装置的设计要求与总体方案设计

2）工作装置运动学分析 3）工作装置基本尺寸的确定 4）工作装置结构选型设计 5）挖掘机液压系统设计

6）液压缸的设计计算和泵的参数计算

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2挖掘机工作装置的设计要求与总体方案设计

2.1轮式挖掘机的工况分析

轮式挖掘机的主要功能运动包括以下几个动作(如图2-1所示):动臂升降、斗杆收放、铲斗装卸、转台回转、整机行走以及其它辅助动作。除了辅助动作(例如整机转向等)不需全功率驱动以外，其它都是轮式挖掘机的主要动作，要考虑全功率驱动。挖掘机的典型作业流程:

·整机移动至合适的工作位置

·回转平台，使用工作装置处于挖掘位置 ·动臂下降，并调整斗杆、铲斗至合适位置 ·斗杆、铲斗挖掘作业 ·动臂升起

·回转工作装置至卸载位置 ·操纵斗杆、铲斗卸载

由于轮式挖掘机的作业对象和工作条件变化较大，主机的工作有两项特殊要求:①实现各种主要动作时，阻力与作业速度随时变化，因此，要求液压缸和液压马达的压力和流量也能相应变化:②为了充分利用发动机功率和缩短作业循环时间，工作过程中往往要求有两个主要动作(例如挖掘与动臂、提升与回转)同时进行复合动作。

轮式挖掘机一个作业循环的组成和动作的复合主要包括:

(1)挖掘:通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸进行挖掘，或者两者配合进行挖掘，因此，在此过程中主要是铲斗和斗杆的复合动作，必要时，配以动臂动作。

(2)满斗举升回转:挖掘结束，动臂液压缸将动臂顶起，满斗提升，同时回转液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。

(3)卸载:转到卸土点时，转台制动，用斗杆液压缸调节卸载半径，然后铲斗液压缸回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置，还要有动臂液压缸的配合，此时是斗杆和铲斗的复合动作，间以动臂动作。

1一动臂升降;2一斗杆收放:3一铲斗装卸;4一转台回转:

图2-1轮式挖掘机的工作运动

Fig 2-1 campaign the work of hydraulic excavator

(4)空斗返回:卸载结束，转台反向回转，动臂液压缸和斗杆液压缸配合，把空斗放到新的挖掘点，此时是回转和动臂或斗杆的复合动作。 (5)整机移动工况:将整机移动至合适的工作位置。 (6)姿态调整与保持工况:满足停放、运输、检修等需要。 (7)其他辅助作业工况:辅助工作装置作业工况。

2.1.1挖掘工况分析

2.1.1.1典型挖掘工况

·铲斗挖掘工况:由铲斗液压缸单独动作进行挖掘的工况。采用铲斗液压缸进行挖掘常用于清除障碍，挖掘较松软的土壤以提高生产率，因此，在一般土方工程挖掘中(III级土一下土壤的挖掘)铲斗挖掘最常用。

·斗杆挖掘工况:由斗杆液压缸单独动作进行挖掘的工况。在较坚硬的土质条件下工作时，为了能够装满铲斗，中小型液压挖掘机在实际工作中常以斗杆液压缸进行挖掘。 ·联合挖掘工况:由铲斗、斗杆液压缸复合动作进行挖掘的工况，必要时还需配以动臂液压缸的动作。主要用于需要轨迹控制的情况。

当单独采用铲斗液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以铲斗与斗杆的铰点为中心，铲斗斗尖所作的圆弧线的长度决定于铲斗液压缸的行程。以铲斗液压缸进行挖掘时的挖掘行程较短，为了能够装满铲斗，较大厚度的土壤，所以一般挖掘机的斗尖最大挖掘力都在采用铲斗液压缸挖掘时实现。

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当单独采用斗杆液压缸进行挖掘时，挖掘轨迹以动臂与斗杆的铰点为中心，铲斗斗尖所作的圆弧线的长度决定于斗杆液压缸的行程。当动臂液压缸位于最小长度并以斗杆液压缸进行挖掘时，可以得到最大挖掘深度尺寸，并且也有较大的挖掘行程。一般认为斗容量小于0.5m或在土质松软时以转斗挖掘为主，反之则以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。

在实际挖掘工作中，往往需要采用各液压缸的复合工作。如在平整土地或切削斜坡时，需要同时操纵动臂和斗杆，以使斗尖能沿直线运动，见图2-2所示。此时斗杆收回，动臂抬起，需要保证彼此动作独立，相互之间无干扰。如果需要铲斗保持一定切削角度并按照一定的轨迹进行切削时，或者需要用铲斗斗底压整地面时，就需要铲斗、斗杆、动臂三者同时作用完成复合动作，见图2-3所示。这些动作决定于液压系统的设计。当进行沟槽侧壁掘削和斜坡切削时，为了有效地进行垂直掘削，还要求向回转马达提供压力油，产生回转力，保持铲斗贴紧侧壁进行切削，因此需要回转机构和斗杆机构复合动作。

a一水平地面的挖削;b一斜坡地面的挖削

图2-2斗尖沿直线挖削

Fig2-2 tip bucket dug along a straight line cut

a-水平地面的切削和压整:b-斜坡地面的切削和压整

图2-3地面的切削和压整

Fig 2-3 Cutting the ground and the whole pressure

单独采用斗杆挖掘时，为了提高掘削速度，一般采用双泵合流，个别也有采用三泵合流。单独采用铲斗挖掘时，也有采用双泵合流的情况。

当动臂、斗杆和铲斗复合运动时，为了防止同一油泵向多个液压作用元件供油时动作的相互干扰，一般三泵系统中，每个油泵单独对一个液压作用元件供油较好。对于双泵系统，其复合动作时各液压作用元件间出现相互干扰的可能性大，因此需要采用节流等措施进行流量分配，其流量分配要求和三泵系统相同。

挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物，往往由于挖不动而需要短时间增大挖掘力，希望液压系统能暂时增压，能提高主压力阀的压力。 2.1.1.2铲斗挖掘工况的挖掘阻力

铲斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化，切削阻力与切削深度基本上成正比，前半过程切削阻力较后半过程高，因前半过程的切削角不利，产生了较大的切削阻力，其切削阻力的切向分力可以用下列公式表达[1] 。

W=C×{R×[1－1coscos(maxmax)A·Z·X＋D （2-1） ]}1.35×B·

式中:c一表示土壤硬度的系数，对II级土宜取c=50～80，对III级土宜取C=90～150，对

W级土宜取C=160～320 ;

R一铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离，即转斗切削半径，单位为㎝;

max一挖掘过程中铲斗总转角的一半;

一铲斗瞬时转角，=r-r0，r为铲斗相对斗杆转角，r0为挖掘起始位置的铲斗相对斗杆的初始转角;

B一切削刃宽度影响系数，B =1 + 2.6b，其中b为铲斗平均宽度，单位为m;

A一切削角变化影响系数，取A=1.3 ;Z一斗齿系数，带有斗齿时取Z = 0.75，无斗齿时取Z=1;

X一斗侧壁厚度影响系数，X =1+0.03×S，其中S为侧壁厚度，单位为㎝，初步设计时可取X =1.15 ;

D一切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在D =10000 ～17000N范围内选取。当斗容量q < 0.25m时D小于1000N。

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图2-4铲斗挖掘阻力分析图 Fig 2-4 Mining resistance analysis bucket

a一挖掘阻力与设计载荷曲线:b一铲斗挖掘典型断面

图2-5挖掘断面形状和载荷曲线 Fig 2-5 Section Mining and load curve shape

2.1.1.3装土阻力(单位为N)

cos,N （ 2-2） ··w=q·

13'式中:一土壤密实状态密度，单位为kg/m:一土壤倾斜角(。);—土壤与钢的摩擦系数。

铲斗挖掘装土阻力的切向分力与切削阻力的切向分力w1相比很小，可忽略不计。试

验表明法向挖掘阻力w2的指向是可变的，数值也较小，一般w2=0一0.2w1 。土质愈均匀，w2愈小。从随机统计的角度看，取法向分力w2为零来简化计算是允许的。国外有试验认为平均挖掘阻力为最大挖掘阻力的70 ～ 80%，可作为参考。铲斗挖掘时，挖掘阻力设计载荷曲线如图2 -5所示。 2.1.1.4斗杆挖掘时的挖掘阻力

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，见图2-6。

一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为= 齿的挖掘行程为

500～80在这转角行程中铲斗被装满。这时斗

0 S=0.01745

r6g （2-3）

式中：r6—斗杆挖掘时的切削半径。斗杆挖掘时的切削厚度hg可按下式计算

hg=

qq= （2-4） BSks0.01745r6gBKS式中:KS一土壤松散系数=1.25。斗杆挖掘阻力为

w=kh1g0gB=

0.01745r6gkskoq （2-5）

式中:K0一土壤的挖掘比阻力，由表查得。当取主要挖掘土壤的K0值时可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土质K0值时则得最大挖掘阻力。斗杆挖掘时，挖掘阻力设计载荷曲线 W1=

'''W1g(g,Ш)=0.01745KoIIIq6gsrK

W1W1g(q2K0IV,IV) 23g0.01745r6()Ks3g

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W'''1q1K0IIImaxW1gmax(,III) （2-6）

12g0.01745r6()Ks2g

图2-6斗杆挖掘阻力分析和设计载荷曲线图

Fig 2-6 excavation analysis and design of load resistance curve

一般斗杆挖掘阻力比铲斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度较小。显然，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，以便在工作装置设计中给予保证。挖掘力太小挖掘能力自然降低，但挖掘力太大或者其变化规律与阻力的变化不适应，则功率利用率要降低。挖掘作业过程中有时即使遇到很大阻力时，可以适当减小切土厚度，使挖掘阻力减小。挖掘过程中还有可能碰到石块、树根等坚硬障碍物，往往由于挖不动而需要短时间增大挖掘力，希望液压系统能暂时增压，能提高主压力阀的压力。

2.1.2满斗举升回转工况分析

满斗举升回转的运动约占整个作业循环时间的50%～70%，能量消耗占25%～40%，

回转液压回路的发热量占液压系统总发热量的30%～40%，因此要求尽可能地缩短转台的回转时间。

挖掘结束后，动臂油缸将动臂顶起，满斗举升，同时回转液压马达使转台转向卸载处，此时主要是动臂和回转马达的复合动作。动臂抬升和回转马达同时动作时，要求二者在速度上匹配，即回转到指定卸载位置时，动臂和铲斗自动提升到合适的卸载高度。由于卸载所需的回转角度不同，随液压挖掘机相对卸载的位置而变，因此动臂提升速度和回转马达的回转速度的相对关系应该是可调整的。卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂的提升速度慢些。

回转起动时，由于惯性较大，油压会升得很高，有可能从溢流阀溢流，此时应该将溢流的油供给动臂。在回转和动臂提升的同时，斗杆要外放，有时还需要对铲斗进行调整。这时是回转马达、动臂、斗杆和铲斗进行复合动作。

2.1.3卸载工况分析

回转至卸载位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗油缸卸载。为了调整卸载位置，还需要动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合动作，间以动臂动作。

2.1.4空斗返回工况分析

当卸载结束后，转台反向回转，同时动臂油缸和斗杆油缸相互配合动作，把空斗放在新的挖掘点。此工况是回转马达、动臂和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用，压力低、变量泵流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况为一个油泵的全部流量供回转马达，另一油泵的大部分油供给动臂，少部分油经节流阀供给斗杆。

发动机在低转速时油泵供油量小，为防止动臂因重力作用迅速下降和动臂油缸产生吸空现象，可采用动臂下降再生补油回路，利用重力将动臂油缸无杆腔的油供至有杆腔。特点与满载回转类似，但转动惯量比满足时减小。

2.1.5姿态调整与保持工况分析

图2-7挖掘机姿态调整保持工况图

Fig 2-7 Attitude adjustment excavator plans to keep working condition

基本要求:工作装置及其他功能运动的制动与锁定，要满足接地比压要求，保证合适的

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停放与运输尺寸与姿态和特殊的检查姿态。

2.2 工作装置构成

1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板；

8-连杆； 9-摇杆； 10-铲斗油缸； 11-斗杆.

图2-8 工作装置组成图

Fig 2-8 Work device constitutional diagram chart

图2-8为我所选的单斗液压挖掘机的反铲工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、摇杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。

挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。

在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。

挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化

处理[3]。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2-9所示。进一步简化得图如2-10所示。

图2-9 工作装置结构简图

Fig 2-9 Work device diagram of mechanism chart

1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸

图2-10 工作装置结构简化图

Fig 2-10 Work device structure simplification chart

挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定[2]。

2.3 动臂及斗杆的结构形式的初选

动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、

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价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻[3]，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]。

2.4 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（即动臂与转台的铰点）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2-11所示。

1-动臂； 2-动臂油缸

图2-11 动臂油缸铰接示意图

Fig 2-11Moves the arm cylinder hinge schematic drawing

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2-12所示。

1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗

图2-12 铲斗连接布置示意图

Fig 2-12 Scoop connection arrangement schematic drawing

2.6 原始几何参数的给定

1）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K1=1.8，即l1/l2=1.8。

l1—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

2）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

3）工作装置液压系统主参数的初步选择[2]

各工作油缸的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力和“三化“要求以及初步估取的液压缸受力。初选动臂油缸内径D1=140mm，活塞杆的直径d1=90mm。斗杆油缸的内径D2=140mm，活塞杆的直径d2=90mm。铲斗油缸的内径D3=90mm，活塞杆的直径d3=63mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1377mm，斗杆油缸行程L2=1450mm，铲斗油缸行程L3=1250mm。并按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。参照任务书的要求选择工作装置液压系统的工作压力P=31.4MPa，闭

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锁压力Pg=34.3MPa。

最大挖掘半径R R9885mm 最大挖掘深度H1max H1max6630mm 最大挖掘高度H2max H2max9315mm 最大卸载高度H3max H3max6485mm

3 工作装置运动学分析

3.1 动臂运动分析

L1min：动臂油缸的最短长度；L1max：动臂油缸的伸出的最大长度；

A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。

图3-1 动臂摆角范围计算简图

Fig 3-1 Moves the arm pivot angle scope calculation diagram

动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。如图3-1所示，图中L1min：1是L1的函数。

动臂油缸的最短长度；L1max：动臂油缸的伸出的最大长度；1min：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；1max：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。则有：在ABC中：

2L1l72l522l7l5cos1

(3-1)

2221cos1(llL)2l7l5751林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

在BCF中：

22 L222l7l12l7l1cos2

1222 2cosl7l1L222l7l1 (3-2)

由图3-3所示的几何关系，可得到21的表达式：

211211 (3-3)

当F点在水平线CU之下时21为负，否则为正。 F点的坐标为

XFl30l1cos21

(3-4)

YFl30l1cos21C点的坐标为

XCXAl5cos11

YCYAl5sin11 (3-5)

动臂油缸的力臂e1

e1l5sinCAB (3-6)

显然动臂油缸的最大作用力臂又令

l7l5l1minl5e1maxl5

这时

2L1l7l52l5211cos1 (3-7) 1

3.2 斗杆的运动分析

如下图3-2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。

D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点；

E-斗杆油缸与斗杆的铰点； θ斗杆摆角。

图3-2 斗杆机构摆角计算简图

Fig 3-2 Bucket arm organization pivot angle calculation diagram

在DEF中

22 L22l8l92l8l9cos2

1222 2cos[(l8l9L2)2l8l9] (3-8)

由上图的几何关系知

2max2max2min (3-9)

则斗杆的作用力臂

e2l9sinDEF (3-10) 显然斗杆的最大作用力臂e2maxl9,此时2cos1(l9l8),L2l82l92。

3.3 铲斗的运动分析

铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1 、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3-5所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，V点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为摇杆与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点[1]。

1）铲斗连杆机构传动比i和铲斗缸的当量作用力臂e3 利用图3-3，可以知道求得以下的参数：

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在MNG中

2222MNGcos1[(l15l13L23)2l15l13] 2230MGNcos1[(L23l15l13)2L3l15]

32MNGMNGMGN2230 (3-11)

在HNQ中

L22227l13l212l13l21cos23

NHQcos1[(l22221l14L27)2l21l14] 在QHK中

QHKcos1[(l222729l27L224)2l29l27] 在□KHQN中

28NHKNHQQHN2127 铲斗油缸对N点的作用力臂r1

r1l13sin32 连杆HK对N点的作用力臂r2

r2l13sinNHK 连杆HK对Q点的作用力臂r3

r3 = l24

铲斗对Q点的作用力臂r4

r4 = l3

连杆机构的总传动比

i(i1i3)(i2i4) (3-12) (3-13)

(3-14)

(3-15)

(3-16)

(3-17)

图3-3 铲斗连杆机构传动比计算简图

Fig 3-3 Bucket linkage organization velocity ratio calculation diagram

显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2min代入可得初传动比i0，L2max 代入可得终传动比iz。

e3ilQV (3-18)

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显然i 、e3、r1、r2和 r3都是 L3的一元函数。

2）铲斗相对于斗杆的摆角3 铲斗的瞬时位置转角为

37242610 (3-19)

其中，在NFQ中

2227NQFcos1[(l21l2l16)2l21l2] (3-20)

10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。

当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角3max和3min，于是得铲斗的瞬间转角:

33max3min (3-21)

铲斗的摆角范围 33max3min (3-22) 3) 斗齿尖运动分析

见图3-4所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV和YV的函数表达式，即XV = fx( L1,L2,L3),YV = fy(L1,L2,L3)。那么整机作业范围就可以确定，现推导如下: 由F点知：

32CFQ3462 (3-23)

在CDF中：DCF由后面的设计确定，在DCF确定后则有：

3DFC

l82l62l122l6l1cosDCF (3-24)

2l6l82l122l8l1cos3

3cos1[(l82l12l62)2l8l1] (3-25)

在DEF中

22L22l8l92l8l9cos2

图3-4 齿尖坐标方程推导简图

Fig 3-4 Crown coordinate equation inferential reasoning diagram

则可以得斗杆瞬间转角2

12222cos[(l8l9L2)2l8l9] 4、6在设计中确定。

由CFN知

ll22816l212l16l1cos32 由CFQ知

ll2232l212l2l1cos32 由Q点知

35CQV2332410 在CFQ中

l12 = l232 + l32 - 2×cosα33×l23×l3

α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] 在NHQ中

l22213l27l212l27l21cos24

cos1[(l2l2224NQH2721l13)2l27l21]

(3-26)

(3-27)

(3-28)

(3-29)

(3-30)

(3-31)

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在HKQ中

222l29l27l242l27l24cos26

22226HKQcos1[(l27l24l29)2l27l24] (3-32)

在□HNQK

NQV2426 (3-33)

10KQV，其在后面的设计中确定。

在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。

由前面的分析可知：动臂相对于水平面的瞬时转角 1、斗杆相对于动臂的瞬时转角

2和铲斗相对于斗杆的瞬时转角3与相应的油缸长度是一一对应的。因此，斗齿尖坐标值

也是 1、2及3的函数。只要知道瞬时的一组1,2,3，相应的斗齿尖坐标就确定了。这样斗齿尖的坐标系(如图 3-4)可表示如下：

XVlCFcos1lFQcos(12)lQVcos(123)XC

YVlCFsin1lFQsin(12)lQVsin(123)YC (3-34)

对于反铲装置上的其它点的坐标可采用同样方法求出。V 点的 X 和 Y 坐标表示为

XV 和YV，其它点的坐标表示方法与 V 点相同，而对各运动构件的重心坐标则用相应构件的重量代号作下标来替换。经分析可知：动臂上任意一点(除去C 点)在任一时刻的坐标值是 1的函数；斗杆上任意一点(除去F 点)在任一时刻的坐标值是1和2的函数；铲斗和连杆机构(除去Q点外)其它各点坐标值是 1、2和3的函数，以后在使用到这些点坐标时，就将其作为已知数据，不再作特别的介绍。

3.4 特殊工作位置计算

1）最大挖掘深度H1max

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰

点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖.

图3-5 最大挖掘深度计算简图

Fig 3-5 Biggest digging depth calculation diagram

如图3-5示，当动臂全缩时，F, Q, U三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为:

H1maxYVYFminl2l3

YCl1sin21minl2l3

YCl1sin(1211)l2l3 (3-34)

2）最大卸载高度H3max

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰

点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖

图3-6 最大卸载高度计算简图

Fig 3-6 Biggest discharge height calculation diagram

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

如图3-6所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为:

H3maxYQMAXYCl1sin(1MAX211)l2sin(32MAX1MAX211)l3(3-35)

3）水平面最大挖掘半径

R1max

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰

点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖

图3-7 停机面最大挖掘半径计算简图

Fig 3-7 Engine off surface biggest excavating radius calculation diagram

如图3-7所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC= YV，得到最大挖掘半径R1max为:

R1maxXCL40 (3-36)

式中：

L40(L1L2L3)22(L2L3)L1cos32max (3-37)

4）最大挖掘半径R

最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：

5）最大挖掘高度H2max

最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。

l3085mml409800mm;。

4 工作装置基本尺寸的确定

4.1 斗形参数的确定

斗容量q ： q = 0.9 m3

平均斗宽B：其可以由经验公式和差分法选择，又由续表知：当q = 1.0 m3时， B = 1.16m 当q = 0.6 m3时， B = 0.91m

则当q = 0.9m3时，B = 0.91+（1.16-0.91）×0.3÷0.4 = 1.112m

再参考其它机型的平均斗宽预初定B =1.04m=1040mm

挖掘半径R：按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选R =1450mm 。转斗挖掘满转角（2φ）：

在经验公式 q = 0.5 × R2B（2φ-sin2φ）KS中，KS为土壤的松散系数，取值为1.25，将q = 0.9 m3和B = 1.04m代入上式有：

2φ-sin2φ = 0.66 φ = 95°/2 = 47.5°

铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：

l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度，初选特性参数k2 = 0.29。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选α10 =∠KQV=110°。

4.2 动臂机构参数的确定

我们根据在第二章中的图2-9工作装置结构简图，来计算出动臂、斗杆、连杆及铲斗的基本参数。

4.2.1 1与A点坐标的选取

[1]初选动臂转折处轴线夹角1 = 120°

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3 = 1.4 （k3 = l42l41）铰点A坐标的选择：

由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选：

XA = 430 mm YA = 1200mm

4.2.2 l1与l2的计算

由统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R1、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：

l2 =(Rl3)(11.8)(98851550)(11.8)3000mm

则: l1k1l21.830005400mm

4.2.3 l41与l42的计算

如图4-1所示，在CZF中

l41l11k322k3cos1 2540011.421.4cos120

2585mml42 = k3l41 = 1.4×2585 = 3620mm

α3 9= ∠ZFC =cos1l2422l12l412l42l124.5

4.2.4 l5的计算

由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.4[2]。

11的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大11会使k4

减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选11= 62.5°。

斗杆油缸全缩时，∠CFQ =328最大，依经验统计和便于计算，初选

328max160 32CFN 8QFN

由于采用双动臂油缸，∠BCZ的取值较小，初取∠BCZ = 5° 如上图4-1所示，在CZF中

ZCF13918012024.535.5BCF2ZCFZVB35.5530.5

由3-34和3-35有

H3maxYCl1sin1max211l2sin321max11l3YAl5sin11l1sin1max211l2sin321max11l3(4-1) H1maxYCl1sin1min211l2l3

l2l3l1sin2111minYAl5sin11 (4-2) 由4-1、4-2式有：

H1maxH3maxl1sin1max211l2sin1man32man1182 l1sin111min2l2令 A21130.562.593

BA328nax9316067

(4-3)

将A、B的值代入4-3式中有

H1maxH3maxl1sin1max93sin931minl2sin1max6710 (4-4)

又特性参数 k4sin1max1sin1min 则有 sin1minsin1max1k4

sin1max0.65

(4-5)

cos1min1sin21min

1(sin1max0.65)2 (4-6)

将4-5、4-6代入到4-4式中

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

648566305400sin1max93sin931minl2sin1max670 (4-7)

1max152解之：

1min46.1由4-2式有

H1maxl2l3l1sin2111minYAl5sin11

l5l2l3l1sin111min2YAH1maxsin11

155030005400sin934612006630sin62.5

750mm 而θ1min与θ1max需要满足以下条件

221mincos112 (4-8) 2221maxcos112 (4-9)

将θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得： ρ = 2.51 σ = 3.1 1

而 12.511 (4-10)

14.112.511.64 （λ= 1.6） (4-11)

、满足4-10、4-11两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。则

l7 =σl5 = 3.11×750 = 2335mm (4-12)

750 =1880mm (4-13) L1min=ρl5 = 2.51×

L1max =λ1L1min =1.6×1880 = 3010mm (4-14)

至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。

4.3 动臂机构基本参数的校核

4.3.1 动臂机构闭锁力的校核

正常的挖掘阻力W1J[1] ：

W1C{R[1cosmax]}1.35BAZXD (4-15)

cosmax在4-15式中，W1——切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系数，对不同的土壤条件取值不同，这里设挖机用于Ⅲ级土壤的挖掘，取值为100；R——铲斗与斗杆铰点到斗齿尖距离，即转斗切削半径其在前面已经初步确定，取值为1550mm；max——某一挖掘位置时铲斗总转角的一半；——某一挖掘位置处转斗的瞬时转角，在此处由于是求平均挖掘阻力，故初取max== 54.5；B——切削刃宽度影响系数，B = 1+2.6b = 1 + 2.6×1.04 = 3.7；A——切削角变化影响系数，取A = 1.3.；Z——带有斗齿的系数，取Z =0.75；X——斗侧壁厚影响系数，X = 1+0. 03S,其中S为侧壁厚度，由于是初步设计，故预取X = 1.15 ；D——切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取D = 1.3×104N。将以上的数值代入到4-15式中可以解得： W1J =1.53×105N。由图3-7知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：

M1J = W1J（H1max + YC）

= 1.53×105×（6.63 +1.865）=13×105 N.m (4-16)

动臂油缸的闭锁力F1′

F1′ = P1×S1′ （S1′：动臂油缸小腔的作用面积）

= 3.43×107×π×（702-452）×10-6

= 3.1×105 N

最大挖掘半径工作装置自身重力所产生的力矩MG ：

要求力矩，首先应该需要知道作用力和作用力臂。在此处，则是先要求出工作装置各部分的重量：

由经验统计，初步估计工作装置的各部分重量如下：

动臂G1=1320kg 斗杆G2 =700kg 铲斗G3 =700kg 斗杆缸G4 =200kg 铲斗缸G5 =115kg 连杆机构G6 =130kg 动臂缸G7 =200kg 当处于最大挖掘深度时

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

11min46.1464762.530.5

212111由图3-7有

MGG12G2G3G4G5G69.8l1cos21

660700700200115130105.4cos46.99.110N.m动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩（对C点的矩）：

'M3 =2F1l7l5sin1minL1minMG

5 (4-17)

=23.1102.3350.75sin46.11.889.110

=13.310N.m1310N.m (4-18)

5555在4-18式中说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于平均挖掘阻力满足要求。

4.3.2 满斗处于最大挖掘半径时，动臂油缸提升力矩的校核

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点； D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖

图4-1 最大挖掘半径时工作装置结构简图

Fig 4-1 Biggest excavating radius work paid by time makes the installment diagram of mechanism

工作装置重量 GG+D =G2 +G3 +G5 +G6

= 700+700+1150+130

= 1645kg

按经验公式取土的重量：

GT1.8q1031530kg

当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图4-1所示，则有：

MZ = G1+4 ×l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）

= 1320200102.71645105.40.731530105.430.775 = 3.0×105 N.m

动臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 3.14×107×π×702×10-6=4.83×105 N 在如图3-3所示，在CAB中

∠ACB =α2 +α11 +α21 =30.5°+62.5°+0°

= 93°

L21AB2AC2BC22cosACBACBCl225l72l5l7cos972540mm

L1 e1 = AC×BC×sin∠ACB 即 2320×e1 = 750×2335×sin97°

e1 = 750mm

则此时动臂油缸提升力矩:MT = F1 e1= 31.4×106×π×(70)2×10-6×2×0.75 = 7.2×105 N.m ＞MZ (4-20) 故满足要求。

4.3.3 满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核

当斗杆在最大高度时的工况类似于图3-6，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。

θ1 =θ1max =152° α32 =α32max = 160° α2 = 30.5°

则： 211211 15230.562.559

373221 1601805939

(4-19)

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

式中 37—NF与水平轴线成的角

'则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩MZ：

MZ′ =G14H1GGDH1l2cos392GTH1l2cos39l32

=1320200103.641645103.643cos3921530103.643cos391.552

= 2.4×105 N.m (4-21) 此时对于动臂油缸而言：

L1 = L1max = 2454 mm θ1 =θ1max = 152° 同4-19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e2 = 375 mm

此时动臂油缸的提升力矩MT可参考4-20求得：MT = 2.8×105 N.m ＞MZ′ 说明满足要求。

4.4 斗杆机构基本参数的确定

D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.

图4-2 斗杆机构基本参数计算简图

Fig 4-2 Bucket arm organization basic parameter calculation diagram

取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：

e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2

10 =100×

3 ×（3000+1550）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6

= 940mm (4-22)

如图4-2所示图中，D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；

2：斗杆的摆角；l8：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂

e2max有以下关系:

e20e2maxl9cos2max2l9cos2max2 (4-23)

由4-23知, 2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少2max,初取：ψ2max = 90° 由上图4-2的几何关系有:

L2min2L2min2l9sin2max2 L2min = 2×l9×sin (2max/2)/(λ2-1)

= 2×940×sin 45°/(1.6-1)

= 2215mm

L2max = L2min + 2×l9×sin (2max/2) = 2215 + 2×940×Sin45°

= 3545mm

l82 = L22min + l29 -2×L2min×l9×COS[(π-2max)/2]

= 22152+ 9402 - 2×2215×940×cos135°

解得：l8 = 2995mm

而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间[1].初定∠EFQ=150°,动臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10°.

4.5 铲斗机构基本参数的确定

4.5.1 转角范围

由最大挖掘高度H2max和最大卸载高度H3max的分析，可以得到初始转角φD0：

H2max-H3max = l3（sinφD0 +1） 9315-6485 =1550（sinφD0 +1）

φD0 =55°

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

最大转角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选φ3max = 165°。

4.5.2铲斗机构其它基本参数的计算

l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点； G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点.

图4-3 铲斗机构计算简图

Fig 4-3 Scoop organization calculation diagram

在图4-3中，l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点；G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点。

则有： l24 = KQ = k2 l3 = 0.29×1550 = 449.5mm L3max 与L3min 的确定:

铲斗的最大挖掘阻力F3J max 应该等于斗杆的最大挖掘力，即

F3J max = 138KN。

粗略计算知斗杆挖掘平均阻力 F3J max = F3J max /2 =69KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J：

W3JF3maxl33max (4-24)

=6.9101.55165180

= 3.08×106 N.m

5由图4-4知，铲斗油缸推力所做的功W3：

W3F31L3min

626 =31.41045100.6L3min (4 -25)

由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3 应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W3J ：

W3 = W3J (4-26)

将4-24、4-25式代入4-26中计算可得：

L3min = 1720mm

则 L3max =λ3 L3min =2750mm

剩余未选定的基本尺寸大部分为连杆机构尺寸，其应满足以下几个条件：

1）挖掘力的要求：铲斗油缸的挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，当斗齿尖处于V1时，斗杆油缸的理论挖掘力应不低于最大挖掘阻力的80% [1]。即PD0≥80% PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时∠V1QV应为30°。

2）几何相容。保证△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破坏。在保证以上两个条件，通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下：

HK = 500mm； HN = 600mm；

NQ = 686mm； FN = l2-NQ = 2314mm； GF = 800mm；

由预选∠GFN = 60°

则 GN2FN2GF22FNGFcosGFN

GN = 2035mm

至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

5 工作装置结构选型设计

整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗及油缸和连杆机构组成，要确定这些结构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定结构件最不利的工况，并找到在该工况下的最危险截面，以作为受力分析的依据。但结构件不利的工况和在该工况下的危险截面往往不止一个，这需要分别计算出尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最后的确定尺寸。在本部分设计内容中，主要对斗杆进行选型及结构设计计算，对动臂、铲斗只做选型。

5.1 斗杆的结构设计和强度校核

5.1.1 斗杆的受力分析

斗杆主要受到弯矩的作用，故要找出斗杆中的最大弯矩进行设计计算。根据受力分析和以往的实验表明，在铲斗进行挖掘时，产生最大弯矩的工况可能有以下两个[1]：

第一工况位置，其满足以下条件：

1）动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。 2）斗杆油缸的力臂最大。

3）铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。 4）侧齿挖掘时受到横向力Wk的作用第二工况位置，该工况满足以下条件：

1）动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e1max处。 2）斗杆油缸的力臂最大。

3）铲斗齿尖位于F、Q两铰点的连线上或铲斗位于最大挖掘力位置。 4）挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力 Wk的作用。 5.1.1.1 第一工况位置的受力分析

在这个工况下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大[3]。

该工况的具体简图如图5-1所示。取工作装置为研究对象，如图5-2所示。在该工况

下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、侧向阻力W3。

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；

E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖

图5-1 斗杆第一工况时的工作装置简图 Fig 5-2 The first condition of computing devices sketch

HK-连杆 HN-摇臂

N-摇臂与斗杆的铰接点 Q-斗杆与铲斗的铰接点

图5-2 铲斗受力分析简图 Fig 5-2 Scoop stress analysis diagram

当动臂油缸全缩时，通过前面的章节可以得出α21 = 45°，由图5-1可知CF的向量可以表示为：

FC =5400cos45sin45

5400cos45sin45

由前面的章节计算结果知：∠ZFC = 24.5°，并初选DF = 3000mm。

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

在△DEF中 ∠DEF=90°

cos∠EFD = EF/DF = 940/3000=0.3133

解得：∠EFD = 72°

在□CDEF中 ∠EFC =∠ZFC+∠DFZ+∠EFD

= 24.5°+10°+72°=106.5°

∠EFQ在前一章节已经初定为150° 由以上的角度关系知：

FV =4550cos134106.5150sin134106.5150

=4550cos122sin122 （5-1） OV = OC + CF + FV （5-2） =1865cos87sin875400cos45sin454550cos122sin122

则 XV1865cos875400cos454550cos122 （5-3）

=1542mm

由（3-17）式可知：i=0.336 则可得此时铲斗的理论挖掘力：

F0D =F D i=2.98×105×0.336=1.0×105 N

切向阻力W1：

初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离：

r2′= l3 cos（-122°）/2=274mm

取铲斗为研究对象，如图5-2所示，并对Q点取矩，则有：

∑MQ = 0

（F0D- W1）l3 –G3 r2′ = 0

（105- W1）×1.55-7000×0.274 = 0

解得：W1 =105 N 法向阻力W2 的求解：

工作装置所受重力对C点取矩有：

∑MC（Gi）= G1×X1 +（G2 +G5）×X2 + G3×X3+G4×0.7XF+ G6×X2 （5-4）

10 = 1.32×

4×1.974+（700+200）×10×3.068+7000×1.863+2000×0.7×3.863+1300×3.068

= 0.76×105 N

W1到C点的距离r0

r0l2l3CFcosCFV （5-5）

= 3000+1550-5400×（360-106.5-150） = 3280mm

W2到C点的距离r1

r1CFsinCFV5400sin103.55249mm （5-6）

法向阻力W2决定于动臂油缸的闭锁力F1′ ，取整个工作装置为研究对象，则有：

∑MC = 0

F1′ e1+ ∑MC（Gi ）- W1 r0 - W2 r1 = 0 （5-7）

将5-4、5-5、5-6代入5-7中解之解得：W2 = 0.32×105 N

斗杆有油缸作用力P2g′的求解： FQ向量在X轴上的模值：

XFN = FQcos122 =3000×0.53 =1590mm

如图5-1所示，取斗杆（带斗和连杆机构）为研究对象，则有：

∑MC = 0

p2gEFW1l2l3G3XFNr2,G2XFN20 （5-8）

P2g′×0.94-105×4.55-7×103×（1.59+0.274）-7×103×10.59/2=0

解得：P2g′= 5.04×105 N

而此时的斗杆闭锁力P2′= 34.3×π×（70）2= 5.28×105 N，略大于P2g′，说明闭锁力足够。横向挖掘阻力WK的求解：

横向挖掘力WK由回转机构的制动器所承受，即WK的最大值决定于回转平台的制动力矩。故要先计算出制动力矩。

地面附着力矩Mφ： Mφ = 5000×φ×G4/3 （其中φ = 0.5）

= 5000×0.5°×19.64/3 = 1.32×105 N （ 5-9）

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

在所设计的液压挖掘机中采用的是液压制动，由经验公式可求得回转机构的最大制动力矩MB：

MB= 0.6×Mφ=0.79×105 N

WK = MB / XV = 0.79×105/1.432 = 0.55×105 （5-10）

Q点作用力与作用力矩RQx 、RQy、MQx、MQy的求解：取连杆机构为研究对象，如图5-3所示，则有：

NH-摇臂；HK-连杆；G3-铲斗油缸的推力；RK–连杆的作用力；RN–摇臂的作用力

图5-3 连杆机构计算简图

Fig 5-3 Link motion gear calculation diagram

X20

P3cosGHXRNcosNHX2RkcosHKX20 （5-11） 2.98105cos4.5RNcos57.5Rkcos11.50

Y0

P3sinGHX2RNsinHNX2RksinHKX202.9810sin4.5RNsin57.5Rksin11.50由5-11、5-12式可解得：

RN = -0.51×105 N； Rk =3.3×105 N

5 （5-12）

如图5-2所示，取整个铲斗为研究对象，以V点为新坐标的原点，VQ为X3轴，过V点与VQ垂直的直线为Y3，建立X3O3Y3坐标，则有：

X

30

W2RQXRkcos11.50 （5-13）

0.32105RQX3.3105cos11.50

解得：RQx = -2.91×105N

Y30

RQYW1Rksin11.50 （5-14）

RQY1053.3105sin11.50

解得：RQy = -0.34×105 N

MQY30

MQy -WK l3- W2 b/2= 0 MQy-0.55×105×1.55-0.32×105×0.52= 0

解得：MQy = 105 N.m

MQX30

MQx–W1b/2= 0 解得：MQx =0.53×105 N.m

H-摇臂 HK-连杆 F3-铲斗油缸的推力 RK–连杆的作用力

RX–摇臂的作用力沿HK连线上的分力 RY–摇臂的作用力沿HK连线垂直方向上的分力

图5-4 曲柄和连杆受力图

Fig 5-4 Crank and connecting rod free-body diagram

N点作用力与作用力矩RNx 、RNy的求解：

5-15）

5-16）（（

林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

取曲柄和连杆为研究对象，如图5-4所示，则有：

X20

RNxRkcos11.5F30 （5-17）

解得：RNx = 0.27×105 N

RNy = RNx tan∠FNH = 0.27×105×tan57.5°=0.43×105 N MN=0.1210N.m

5F点作用力与作用力矩的求解：

以斗杆为研究对象，进行受力分析计算，解得:RFx=2.09105N RFy=4.01105N.m

My =2.7510N.m MZ =2.6510N.m

55 5.1.1.2 第二工况位置的受力分析

在这个工况位置下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大[1]具体简图如图5-5所示。取工作装置为研究对象，如图5-5所示。在该工况下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2。同第一工况的分析一样，可以得到以下向量：

FC =5400cos163sin163 FV =4550cos93.5sin93.5 0V = OC + CF + FV =1865cos88sin885400cos17sin174550cos93.5sin93.5

则 XV =1865cos885400cos174550cos93.5 =4971mm

同理也可以求得在该工况下作用在斗杆和铲斗上的力，其分别为：解得：W1 = 1×105 N

W2 = 0.48×105 N Rk2 = 3.3×105 N

WN2 = -0.5×105 N RQx =-2.75×105 N RQy= -0.34×105 N MQx = 0.5×105 N.m MQy = 0.24×105 N.m

NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；

E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖

图5-5 第二工况下工作装置计算简图

Fig 5-5 The second condition of computing devices sketch

5.1.1.3 斗杆内力图的绘制

图5-6 第一工况下斗杆的N图

Fig 5-6 Under the first operating mode bucket arm's N chart

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图5-7 第一工况下斗杆的Qy图

Fig 5-7 Under the first operating mode bucket arm's Qy chart

图5-8 第一工况下斗杆的My图

Figure 5-8 Under the first operating mode bucket arm's My chart

图5-9 第一工况下斗杆的MZ图

Fig 5-9 Under the first operating mode bucket arm's Mz chart

图5-10 第一工况下斗杆的QZ图

Fig 5-10 Under the first operating mode bucket arm's Qz chart

图5-11 第一工况下斗杆的Mkp图

Fig 5-11 Under the first operating mode bucket arm's Mkp chart

图5-12 第二工况下斗杆的N图

Fig 5-12 Under the second operating mode bucket arm's N chart

图5-13 第二工况下斗杆的Qy图

Fig 5-13 Under the second operating mode bucket arm's Qy chart

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图5-14 第二工况下斗杆的My图

Fig 5-14 Under the second operating mode bucket arm's My chart

5.1.2 结构尺寸的计算

由前面的受力分析知，在第二工况下所受到的弯矩和内力均要比第一工况中要小，故用第一工况进行计算，而用第二截面校核。

由以上图分析可知在通过F点且与斗杆下底板垂直的截面所受到的应力最大，是危险截面。故首先要对该截面进行计算，然后以此为基础再求解其它尺寸。 5.1.2.1 斗杆宽度、钢板厚度、许用应力的选取

由经验统计和其它同斗容机型的测绘，处取斗杆的宽度a2275mm。

挖掘机所用钢板的厚度在我国一般为8～15mm，初选底板厚度m14mm，n12.5mm。如图5-15所示。

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5-15 斗杆截面

Fig 5-15 Bucket arm section

在挖掘机中选用的结构钢材一般为16Mn，其有足够大的屈服极限和良好的机械性能。其屈服极限S350MPa[9]。在斗杆中取安全系数n22.8，则斗杆的许用安全应力为：

[2]S/n350/2.8125MPa

5.1.2.2 斗杆危险截面处高度h的计算

危险截面的有效面积S2：

S2275h（27525）（h28） 275h250（h28）（700025h）106m2

该截面对z轴的惯性矩Iz:

I11212.5(h28)3h2222zh28ydA 21h12.5(h28)3222212h28y275dz 2该截面对y轴的惯性距Iy:

Iy11212.53(h28)22137.5125z2dA112.53(h28)22137.5z212125hdz

横截面总面积S1:

S1275h 该危险截面所受到的正应力N:

NFN2.42105S1700025h106 该截面所受到的最大弯曲正应力y、z:

Myh2.57105hyI103 Y2Iy2

(5-18) (5-19)

(5-20)

(5-21)

(5-22)

(5-23)

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Mz2.752.651052.753z10103 (5-24)

Iz2Iz2则截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有:

Nyz (5-25)

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

 (5-26)

由5-21、5-22、5-23、 5-24、5-25解得h=800mm。

有了危险截面的结构尺寸，再结合前面的基本尺寸，就可以利用软件将斗杆绘制出来。这样斗杆的所有尺寸已经基本确定。

5.2 动臂的选型

反铲动臂分整体式与组合式两类。整体臂又有直臂和弯臂两种型式。直臂构造筒单、轻巧、布置紧凑，适用于挖掘幅度大而挖深要求不大的机型，多用于悬挂式挖掘机。整体弯臂可得较大挖掘深度，是反铲常用的型式。弯臂弯曲处的形状及强度应注意改善，可采用三节弯臂或大圆弧过渡以减少该处的应力集中。

整体臂结构简单、价廉、刚度相同时结构重量较组合式轻。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。

组合式动臂基本都是弯臂型式。组合方式有两种：采用辅助连杆或液压缸联接和用螺栓或销轴联接。

组合臂与整体臂比较，各有优缺点，组合臂主要优点是[1]：

1）尺寸和挖掘力可以根据作业条件的不同进行调整，充分利用机械的功能。

2）理地满足各种类型作业装置的参数和绪构要求．从而较简单地解决主要构件

的统一化问题。

3）运输比较方恒。超长附可卸去上动臂以上部分。

组合臂结构比整体臂复杂，自重较大，但因上述优点，仍得到较广泛应用。但主要用于挖掘炉业的反铲动臂，由于强度、则度要求高，自重要轻，工艺性要好多用整体式

综上所述本设计采用整体式弯动臂。如5-16图。

图5-16 整体式弯动臂

Fig 5-16 The integral type moves the arm curved

5.3 铲斗的选型

铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，其应满足以下的要求

[2]

：

1）有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面

形状要适合于各种物料的运动规律。

2）要使物料易于卸尽。

3）为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。

综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图5-17、5-18所示。

图5-17 铲斗三维视图的左视图

Fig 5-17 The scoop three dimensional view left view

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图5-18 铲斗三维视图的仰视图

Fig 5-18 The scoop three dimensional view looks up at the chart

斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如5-19所示。

1-卡销；2 –橡胶卡销；3 –齿座； 4–斗齿

图5-19 卡销式斗齿结构示意图

Fig 5-19 The card sells the type to fight the tooth structure schematic drawing

6 挖掘机液压系统概述

6.1 挖掘机液压系统的基本组成及其基本要求

按照挖掘机工作装置和各个机构的传动要求，把各种液压元件用管路有机地连接起来就组成一个挖掘机液压系统。它是以油液为工作介质、利用液压泵将发元件将液压能转变为机械能，进而实现挖掘机的各种动作。按照不同的功能可将挖掘机液压系统分为两个基本部分：工作装置系统，回转系统。挖掘机的工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗及相应的液压缸组成，它包括动臂、斗杆、铲斗三个液压回路。回转装置的功能是将工作装置和上部转台向左或向右回转，以便进行挖掘和卸料，完成该动作的液压元件是回转马达。回转系统工作时必须满足如下条件：回转迅速、起动和制动无冲击、振动和摇摆，与其它机构同时动作时，能合理地分配去各机构的流量。挖掘机的动作复杂，主要机构经常启动、制动、换向，负载变化大，冲击和振动频繁，而且野外作业，温度和地理位置变化大，因此挖掘机的液压系统应满足如下要求:

1）要保证挖掘机动臂、斗杆和铲斗可以各自单独动作，也可以相互配合实现复合动作。

2）工作装置的动作和转台的回转既能单独进行，又能复合动作，以提高挖掘机的生产率。

3）保证挖掘机的一切动作可逆，且无级变速。

4）保证挖掘机工作安全可靠，且各执行元件（液压缸、液压马达等）有良好的过载保护；回转机构和行走装置有可靠的制动和限速；防止动臂因自重而快速下降和整机超速溜坡。

为此，液压系统应做到：

1）有高的传动效率，以充分发挥发动机的动力性和燃料使用经济性。

2）液压系统和液压元件在变化大的负载、急剧的振动作用下，具有足够的可靠性。 3）设置轻便耐振的冷却器，减少系统总发热量，使主机持续工作时的液压油温不超过 80℃，或温升不超过 45℃。

4）由于挖掘机作业现场尘土多，液压油容易被污染，因此液压系统的密封性能要好，液压元件对油液污染的敏感性要低，整个液压系统要设置滤油器和防尘装置。

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5）采用液压或电液伺服操纵装置，以便挖掘机设置自动控制系统，进而提高挖掘机技术性能和减轻驾驶员的劳动强度。

6.2 挖掘机液压系统的基本动作分析

1）挖掘。通常以铲斗液压缸或斗杆液压缸分别进行单独挖掘，或者两者配合进行挖掘。在挖掘过程中主要是铲斗和斗杆有复合动作，必要时配以动臂动作。

2）满斗举升回转。挖掘结束后，动臂缸将动臂顶起、满斗提升，同时回转液压马达使转台转向卸土处，此时主要是动臂和回转的复合动作。动臂举升和臂和铲斗自动举升到正确的卸载高度。由于卸载所需回转角度不同，随挖掘机相对自卸车的位置而变，因此动臂举升速度和回转速度相对关系应该是可调整的，若卸载回转角度大，则要求回转速度快些，而动臂举升速度慢些。

3）卸载。回转至卸土位置时，转台制动，用斗杆调节卸载半径和卸载高度，用铲斗缸卸载。为了调整卸载位置，还需动臂配合动作。卸载时，主要是斗杆和铲斗复合作用，兼以动臂动作。

4）空斗返回。卸载结束后，转台反向回转，同时动臂缸和斗杆缸相互配合动作，把空斗放到新的挖掘点，此工况是回转、动臂、和斗杆复合动作。由于动臂下降有重力作用、压力低、泵的流量大、下降快，要求回转速度快，因此该工况的供油情况通常是一个泵全部流量供回转，另一泵大部分油供动臂，少部分油经节流供斗杆。

6.3 挖掘机液压系统的基本回路分析

基本回路是由一个或几个液压元件组成、能够完成特定的单一功能的典型回路，它是液压系统的组成单元。液压挖掘机液压系统中基本回路有限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流回路、合流回路、再生回路、闭锁回路、操纵回路等。

6.3.1 限压回路

限压回路用来限制压力，使其不超过某一调定值。限压的目的有两个：一是限制系统的最大压力，使系统和元件不因过载而损坏，通常用安全阀来实现，安全阀设置在主油泵出油口附近；二是根据工作需要，使系统中某部分压力保持定值或不超过某值，通常用溢

流阀实现，溢流阀可使系统根据调定压力工作，多余的流量通过此阀流回油箱，因此溢流阀是常开的。

液压挖掘机执行元件的进油和回油路上常成对地并联有限压阀，限制液压缸、液压马达在闭锁状态下的最大闭锁压力，超过此压力时限压阀打开、卸载保护了液压元件和管路免受损坏，这种限压阀（图 6-1）实际上起了卸荷阀的作用。维持正常工作，动臂液压缸虽然处于“不工作状态”，但必须具有足够的闭锁力来防止活塞杆的伸出或缩回，因此须在动臂液压缸的进出油路上各装有限压阀，当闭锁压力大于限压阀调定值时，限压阀打开，使油液流回油箱。限压阀的调定压力与液压系统的压力无关，且调定压力愈高，闭锁压力愈大，对挖掘机作业愈有利，但过高的调定压力会影响液压元件的强度和液压管路的安全。通常高压系统限压阀的压力调定不超过系统压力的 25%，中高压系统可以调至 25%以上。

1- 换向阀 2- 限压阀 3- 油缸

图6-1 限压回路 Fig. 6-1 Limited pressure circuit

6.3.2 缓冲回路

液压挖掘机满斗回转时由于上车转动惯量很大，在启动、制动和突然换向时会引起很大的液压冲击，尤其是回转过程中遇到障碍突然停车。液压冲击会使整个液压系统和元件产生振动和噪音，甚至破坏。挖掘机回转机构的缓冲回路就是利用缓冲阀等使液压马达高压腔的油液超过一定压力时获得出路。图 6-2 为液压挖掘机中比较普遍采用的几种缓冲回路。

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图 6-2 (A)中回转马达两个油路上各装有动作灵敏的小型直动式缓冲（限压）阀 2、3，正常情况下两阀关闭。当回转马达突然停止转动或反向转动时，高压油路Ⅱ的压力油经缓冲阀 3 泄回油箱，低压油路Ⅰ则由补油回路经单向阀 4 进行补油，从而消除了液压冲击。缓冲（限压）阀的调定压力取决于所需要的制动力矩，通常低于系统最高工作压力。该缓冲回路的特点是溢油和补油分别进行，保持了较低的液压油温度，工作可靠，但补油量较大。

图 6-2（B）是高、低压油路之间并联有缓冲阀，每一缓冲阀的高压油口与另一缓冲阀的低压油口相通。当回转机构制动、停止或反转时，高压腔的油经过缓冲阀直接进入低压腔，减小了液压冲击。这种缓冲回路的补油量很少，背压低，工作效率高。

图 6-2（C）是回转马达油路之间并联有成对单向阀 4、5 和 6、7，回转马达制动或换向时高压腔的油经过单向阀 5、缓冲（限压）阀 2 流回油箱，低压腔从油箱经单向阀 6获得补油。

1- 换向阀 2.3- 缓冲阀 4.5.6.7- 单向阀

图6-2 缓冲回路 Fig. 6 -2 Buffer circuit

上述各回转回路中的缓冲（限压）阀实际上起了制动作用，换向阀 1 中位时回转马达两腔油路截断，只要油路压力低于限压阀的调定压力，回转马达即被制动，其最大制动力矩由限压阀决定。

当回转操纵阀回中位产生液压制动作用时，挖掘机上部回转体的惯性动能将转换成液压位能，接着位能又转换为动能，使上部回转体产生反弹运动来回振动，使回转齿圈和油马达小齿轮之间产生冲击、振动和噪声，同时铲斗来回晃动，致使铲斗中的土洒落，因此挖掘机的回转油路中一般装设防反弹阀。

6.3.3 节流回路

节流调速是利用节流阀的可变通流截面改变流量而实现调速的目的，通常用于定量系统中改变执行元件的流量。这种调速方式结构简单，能够获得稳定的低速，缺点是功率损失大，效率低，温升大，系统易发热，作业速度受负载变化的影响较大。根据节流阀的安装位置，节流调速有进油节流调速和回油节流调速两种

1- 齿轮泵 2- 溢流阀 3- 节流阀 4- 换向阀 5- 油缸

图6-3 节流回路 Fig. 6-3 Throttle circuit

图 6-3 (A)为进油节流调速，节流阀 3 安装在高压油路上，液压泵 1 与节流阀串联，节流阀之前装有溢流阀 2，压力油经节流阀和换向阀 4 进入液压缸 5 的大腔使活塞右移。负载增大时液压缸大腔压力增大，节流阀前后的压力差减小，因此通过节流阀的流量减少，活塞移动速度降低，一部分油液通过液流阀流回油箱。反之，随着负载减小，通过节流阀进入液压缸的流量增大，加快了活塞移动速度，液流量相应地减少。这种节流方式由于节流后进入执行元件的油温较高，增大渗漏的可能性，加以回油无阻尼，速度平稳性较差，发热量大，效率较低。

图 6-3 (B)为回油节流调速，节流阀安装在低压回路上，限制回油流量。回油节流后的油液虽然发热，但进入油箱，不会影响执行元件的密封效果，而且回油有阻尼，速度比较稳定。

液压挖掘机的工作装置为了作业安全，常在液压缸的回油回路上安装单向节流阀，形成节流限速回路。如图 6-3（C）所示，为了防止动臂因自重降落速度太快而发生危险，其液压缸大腔的油路上安装由单向阀和节流阀组成的单向节流阀。此外，斗杆液压缸、铲

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斗液压缸在相应油路上也装有单向节流阀。

6.3.4 合流回路

为了提高挖掘机生产效率、缩短作业循环时间，要求动臂提升、斗杆收放和铲斗转动有较快的作业速度，要求能双（多）泵合流供油，一般中小型挖掘机动臂液压缸和斗杆液压缸均能合流，大型挖掘机的铲斗液压缸也要求合流。目前采用的合流方式有阀外合流、阀内合流及采用合流阀供油几种合流方式。

阀外合流的液压执行元件由两个阀杆供油，操纵油路联动打开两阀杆，压力油通过阀外管道连接合流供给液压作用元件，阀外合流操纵阀数量多，阀外管道和接头的数量也多，使用上不方便。阀内合流的油道在内部沟通，外面管路连接简单，但内部通道较复杂，阀杆直径的设计要综合平衡考虑各种分合流供油情况下通过的流量。合流阀合流是通过操纵合流阀实现油泵的合流，合流阀的结构简单，操纵也很方便。

6.3.5 闭锁回路

图6-4 闭锁回路图6-5 再生回路

Fig.6 -4 Closed loop Fig. 6 -5 Renewable loop

动臂操纵阀在中位时油缸口闭锁，由于滑阀的密封性不好会产生泄露，动臂在重力作用下会产生下沉，特别是挖掘机在进行起重作业时要求停留在一定的位置上保持不下降，因此设置了动臂支持阀组。如图 6-3 所示，二位二通阀在弹簧力的作用下处于关闭位置，此时动臂油缸下腔压力油通过阀芯内钻孔通向插装阀上端，将插装阀压紧在阀座上，阻止油缸下腔的油从 B 至 A，起闭锁支撑作用。当操纵动臂下降时，在先导操纵油压 P 作用下二位二通阀处于相通位置，动臂油缸下腔压力油通过阀芯钻孔油道经二位二通阀回油，由于阀芯内钻孔油道节流孔的节流作用，使插装阀上下腔产生压差，在压差作用下克服弹

簧力，将插装阀打开，压力油从 B 至 A。

6.3.6 再生回路

动臂下降时，由于重力作用会使降落速度太快而发生危险，动臂缸上腔可能产生吸空，有的挖掘机在动臂油缸下腔回路上装有单向阀和节流阀组成的单向节流阀，使动臂下降速度受节流限制，但这将引起动臂下降慢，影响作业效率。目前挖掘机采用再生回路，如图 6-5 所示，动臂下降时，油泵的油经单向阀通过动臂操纵阀进入动臂油缸上腔，从动臂油缸下腔排除的油需经节流孔回油箱，提高了回油压力，使得液压油能通过补油单向阀供给动臂缸上腔。这样当发动机在低转速和泵的流量较低时，能防止动臂因重力作用下迅速下降而使动臂缸上腔产生吸空。

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7 挖掘机液压系统设计

7.1 挖掘机的功用和对液压系统的要求

挖掘机主要用来开挖堑壕，基坑，河道与沟渠以及用来进行剥土和挖掘矿石。他在筑路，建筑，水利施工，露天开采矿作业中都有广泛的应用[2]。

液压挖掘机的液压系统是由动力元件(各种液压泵),执行元件(液压缸.液压马达),控制元件(各种阀)以及辅助装置(冷却器.过滤器)用油管按一定方式连接起来组合而成。它将发动机的机械能,以油液作为介质,经动力元件转变为液压能,进行传递,然后再经过执行元件转返为机械能,实现主机的各种动作。由于液压系统的功能是传递,分配和控制机械动力,因此是液压挖掘机的关键部分。

液压挖掘机的液压系统都是由一些基本回路和辅助回路组成，它们包括限压回路、卸荷回路、缓冲回路、节流调速和节流限速回路、支腿顺序回路、支腿锁止回路和先导阀操纵回路等，由它们构成具有各种功能的液压系统。

液压挖掘机的工作过程,包括作业循环和整机移动两项主要动作。液压挖掘机的的一个作业循环的组成包括:

挖掘—一般以斗杆缸动作为主,用铲斗缸调整切削角度,配合挖掘。有特殊要求的挖掘动作,则根据作业要求,进行铲斗,斗杆和动臂三个缸的复合动作,以保证铲斗按某一特定轨迹运动。

满斗提升及回转—挖掘结束,铲斗缸推出,动臂缸顶起,满斗提升,同时回转马达启动,转台向卸土方向回转。

卸载—回转到卸载地点,转台制动。斗杆缸调整卸载半径,铲斗缸收回,转斗卸载。当对卸载位置和卸载高度有严格的要求时,还需要动臂配合动作。

返回—卸载结束,转台向反方向回转。同时,动臂缸与斗杆缸配合动作,使空斗下放到新的挖掘位置。

挖掘机一般工作在施工场合,因此工作环境恶劣,这就要求挖掘机的液压系统和执行元件要有足够的强度和非常好的密封性能。由于挖掘机的动作频繁,因此,液压元件和管路要能够承受频繁的液压冲击,以保证挖掘机能够长时间安全稳定的工作。设计出便于操作，更加人性化，工作效率高，耗能少的挖掘机，才会在工程领域发挥更大的作用。

7.2 挖掘机液压系统分析

7.2.1 挖掘机的液压系统原理图

挖掘机的液压系统原理图如下[5][6]：

1—滤油器 2—散热器 3—双联齿轮液压泵 4—电动机 5—动臂液压缸 6—限速阀 7—斗杆液压缸

8—卸荷溢流阀 9—回转马达 10—顺序阀 11—液压锁 12—前液压支腿 13—后液压支腿

14—悬挂平衡阀 15—悬挂平衡液压缸 16—换向阀 17—铲斗液压缸

图7-1 全液压挖掘机的液压系统为双泵双路变量系统

Fig 7-1 The entire hydraulic pressure excavator's hydraulic system is the double pump two-circuit

variable system

上述液压系统中所用的是双联轴向柱塞泵。它的单泵流量为160L/min。右泵输出的压力油进入右侧阀组，经过滑阀g驱动铲斗缸17，经过滑阀f驱动动臂液压缸5，经过滑阀e驱动斗杆液压缸7，并经过滑阀d和回转接头驱动液压支腿12、13。左泵输出的压力油进入左侧阀组，经过滑阀a驱动回转马达9，经过滑阀b驱动斗杆缸7，经过滑阀c驱动动臂缸5。

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7.2.2 系统工作循环分析

根据挖掘机的作业要求，液压系统应完成挖掘，满斗提升回转，卸载和返回工作循环。上述工作循环由系统中的一般工作回路实现。

1）通常以铲斗缸或两者配合进行挖掘；必要时配以动臂动作。操纵右阀组中的换向阀g处于左位，这时油液的流动是：进油路：右泵——换向阀g左位——产斗缸17大腔。回油路：铲斗缸17小腔——换向阀g左位——散热器2——滤油器1——油箱。此时铲斗缸活塞伸出，推动铲斗挖掘。或者同时操纵换向阀b、c使两者配合进行挖掘。必要时两泵液压油共同进入动臂缸5杆7的大腔或小腔，使动臂、斗杆上升或下降以配合铲斗缸和斗杆缸动作，提高挖掘效率。

2）满斗提升回转：操纵换向阀处c于左位，两泵来油进入动臂缸大腔将动臂顶起，满斗提升；当铲斗提升到一定高度时操纵换向阀a处于左位或右位，左泵来油进入回转马达9驱动马达带转台转向卸土处。完成满斗回转主要是动臂和回转马达的复合动作。

3）卸载：操纵换向阀b控制斗杆缸，调节卸载半径；然后操纵换向阀g处于右位，使铲斗缸活塞回缩，铲斗卸载。为了调整卸载位置还要有动臂缸的配合。此时是斗杆缸和铲斗复合动作，兼以动臂动作。

4）返回：操纵换向阀a处于右位或左位，则转台反向回转。同时操纵换向阀b和c使动臂缸和斗杆缸配合动作，把空斗放到挖掘点，此时是回转马达和动臂或斗杆复合动作。

7.2.3 主要液压元件在系统中的作用

为了限制动臂因自重而快速下降，在其回路上设置了单向节流阀6。

整机行走采用轮胎式，其前桥设有悬挂平衡液压缸15，机械行走时，通过悬挂平衡阀14可以保证四个车轮都着地，减少车驾的扭转，而当挖掘作业时，将两腔闭锁，可以增加其车驾的稳定性。

该机在挖掘作业时，常需动臂缸与斗杆缸快速动作以提高生产效率。为此在系统中将滑阀b、e和c、f做成联动滑阀，使在适当压力的时候实现两泵一起向动臂缸和斗杆缸供油，以加快动臂和斗杆的动作速度。

在两组多路阀的进油路上设有安全阀以限制系统的最大工作压力。在各液压缸和液压马达的分支油路上均设有过载阀以吸收工作装置的冲击能量。

7.2.4 液压系统中几种低压回路的作用

1）背压油路：由系统回路上的背阀所产生的低压油（0.8~1MPa）在制动或出现超速吸空时通过双向补油阀向液压马达的低油腔补油，以保证滚轮始终贴紧导轨表面，使马达工作平稳并有可靠的制动性能。

2）排灌油路：将低压油经节流阀减压后引入液压马达壳体，使马达即使在不运转的情况下客体内仍保持一定的循环油量。其目的，一是使马达壳体内的磨损物经常得到冲洗；二是对马达进行预热，防止当外界温度过低时由主油路通入温度较高的工作油液以后引起配油轴及柱塞副等精密配合局部不均匀的热膨胀，使马达卡住或咬死而发生故障（即所谓的“热冲击”）。

3）泄露油路（无背压）：将多路阀和液压马达的内部漏油用油管集中起来，经过滤油器引回油箱，以减少外泄露。

液压系统的回油路经过风冷式冷却器.滤油器后流回油箱，使回油得到冷却和过滤，以保证挖掘机在连续工作状态下油箱内的油温不超过80摄氏度。

7.3 液压元件的选用

7.3.1 泵.马达的选用

1）选用轴向柱塞泵，这种泵具有结构紧凑，容量大，压力高，容易实现无级变速，寿命长，噪音低，响应快，抗污染能力强，自吸性能好，排量范围大等特点[11]。

2）选用轴向柱塞马达，它和泵在结构上有许多相同繁荣优点，选用泵的流量为25L/min[11]。

7.3.2 液压阀的选用

1）溢流阀.溢流阀的基本功能是限定系统的最高压力，防止系统过载或维持压力近似恒定。本系统中选用二级同心先导式溢流阀，安装在泵的出油口处，用来恒定系统压力，防止超压，保护系统安全运行。节流阀按系统工作压力、最大流量和最小稳定流量选择；溢流阀按系统工作压力和泵的最大流量选择；其他各类阀按其所接入的回路所需最大流量和工作压力选择。

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过载阀.安装在液压缸和行走马达的管路上，防止超载，用来保护液压系统和工作的液压缸和回转马达。

3）单向阀.系统中多处要用到单向阀，也是必不可少的元件，它用来防止油液倒流，从而使执行元件停止运动，或保持执行元件中的油液压力。还可是保持一定的背压。

4）换向阀.在系统中要用到单个换向阀和用顶杆连接的两个换向阀，每个阀为三位六通换向阀。在系统中换向阀的主要作用是改变压力油进入执行元件的方向，进而实现不同的动作要求，在三位六通的换向阀中，左右阀位要求能够进回油，中间的阀位要求禁止油液流通，以达到执行元件动作达到要求后停止或悬停在任一位置。

7.3.3 液压缸的选用

液压缸形式选择单活塞杆双作用液压缸，连接端选用耳环链接。选择的液压缸的最高工作压力为31.4MP。

7.3.4 辅助元件的选用

1）油管.由于系统工作压力高，所以在系统中没有相对运动的管路中选用无缝钢管，它能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，装拆方便，所以适合用在高压管道。在系统中有相对运动的压力管道选用高压橡胶管[11]。

2）管接头.在采用无缝钢管的管路中，管接头采用锥密封焊接式管接头，他除了具有焊接头的优点外，由于它的O形密封圈装在锥体上，使密封有调节的可能，密封更可靠。工作压力为34.5MP工作温度为-25—+100摄氏度。在橡胶管的接头处选用扣压式胶管接头，安装方便，与钢丝编织胶管配套总成，适合在油温为-30—+80摄氏度的环境工作。

3）密封装置.在液压系统中密封装置非常重要，它是用来防止工作介质泄露及外界灰尘和异物的侵入，以保证系统建立起必要的压力，使其能够正常工作。密封装置应满足在一定的压力.湿度范围内具有良好的密封性能。密封装置和运动件之间的摩檫力要小，摩檫系数要稳定，抗腐蚀能力强，不易老化，工作寿命长，耐磨性好，磨损后在一定程度上能自动补偿，结构简单，使用维护方便，价格低。其于以上几点，在有相对运动且有摩檫的元件上使用Y型密封圈，其截面小，结构紧凑。且Y型密封圈能随压力增高而增大，并能自动补偿磨损。在相对摩檫不严重或无相对摩檫的元件上用O型密封圈，其结构简单，容易制造，密封性能好，摩檫力小，安装方便。在活塞上，应用油封对其和缸内径的配合进

行密封。

4）滤油器.在液压系统中，不允许液压油含有超过限制的固体颗粒和其他不溶性赃物。因为这些杂质可以使间隙表面划伤，造成内部泄露量增加，从而降低效率增加发热。这些杂质还会使阀芯卡死，小孔或缝隙堵塞，润滑表面破坏，造成液压系统故障，胶状物和淤渣等杂质，将会引起元件粘着，酸类还将加速运动件的腐蚀和使油液进一步恶化。因此要采用滤油器对油液进行过滤，以保证油液质量符合标准。因此选用网式滤油器安装在泵吸油管上，这种滤油器压力损失不超过0.0410MPa，结构简单，流通能力大，可以满足泵的流量，清洗方便。

5）冷却器.液压系统工作时，液压泵和马达（液压缸）的容积损失和机械损失、阀类元件和管路的压力损失及液体摩擦损失等消耗的能量几乎全部转换为热量。这些热量一部分散发，一部分使系统油液温度升高，因此将会严重影响液压系统的正常工作。这样就必须采取强制冷却的办法，通过冷却器来控制油液的温度，使之合乎系统的工作要求。

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8 液压缸的设计计算和泵的参数计算

8.1 液压缸设计计算

8.1.1 外负载计算

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。斗杆在挖掘过程中总转角为110，在这转角行程中铲斗被装满。铲斗缸外负载为最大时，缸内压力最大，此时挖掘力最大，其值在前面的设计中以求出，其值为

[12]

5W1.5310N max： 转斗挖掘装土阻力和法向挖掘阻力相对与Wmax很小，所以在计算时可以忽略不计。

8.1.2 液压缸结构尺寸计算

1) 根据铲斗缸的最大外负载，可以设计计算铲斗缸的结构尺寸[1]：当推力驱动工作负载时：

F=Wmax=

D42PP0d2P0m (8-1)

由此可求出缸筒内径为:

d2P04Wmax D=

PP0mPP02D5241.5310 =3.1431.410.9531.41 =82mm

2根据参考书籍[13]中，查表GB/T2348—1993圆整得到：D=90mm 本系统为高压系统，因此速比取=2，d=12DD (8-2) 2 72

式中系统背压P0=1MPa

系统最高压力P=31.4Mpa

2) 活塞杆直径为

d=122DD=90=63.6(mm) 22根据GB/T2348—1993规定的活塞杆尺寸圆整为d=63mm

3) 最大工作行程

2时行程S=12d (8-3)

S=1263756（mm）

根据国家标准GB/T—1980规定的液压缸行程系列，查参考书籍[13]，再结合铲斗液压缸实际工作所需要的行程，取S=1000mm。

4) 活塞杆有效计算长度液压缸的安装尺寸，可查设计手册得

安装尺寸=L1+S=377+1000=1377（mm）

当活塞杆全部伸出时，有效计算长度为：

L=1000+1000+377=2377（mm）

S—液压缸的安装尺寸(查设液压设计手册计手册得到)[10]

5) 最小导向长度

HLD100090545(mm) (8-4) 202202取最小导向长度为545mm 式中 L—液压缸最大行程；

D—缸筒内径。

6) 导向套长度

A=（0.6～1.0）d (8-5) =(37.8～63)mm

导向套长度为60mm 在本设计中将导向套与缸盖做成一体。

7) 活塞宽度

B=（0.6～1.0）D (8-6)

=（54～90）mm

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活塞杆宽度B=80mm 式中 D—缸筒内径

8) 缸筒壁厚材料的许用应力计算

bn800MPa160MPa =

5 (8-7)

#式中 b—缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45，b=800Mpa[11]

n—安全系数.一般取n=5

=

PD2.3P (8-8)

31.490=7.99(mm)

2.316031.4查缸筒壁厚度表，取=12mm 式中 P-系统最高压力,P=31.4Mpa。

9) 缸筒外径

DeD2 (8-9)

=90+212 =114(mm)

因为液压缸的缸筒是无缝钢管，因此缸筒内部要留出5mm加工余量所以查手册[10]，选取内径为95mm的无缝钢管。

8.1.3 油缸强度计算

1) 已知参数：

缸径D=90 杆径d=63 行程S=1000 缸筒壁厚=12有效计算长度L=2577 (参数单位：mm)

2) 油缸强度计算

活塞杆应力

校核

Pg9026322 (8-10)

=34.190 =69.59Mpa

632活塞杆材质为45调质，经查表得强度极限#b为800Mpa[11],材料的许用应力为：

b800MPan=

5160MPa（n为安全系数）. 由此可见，，应力完全满足要求。

式中

Pg—油缸最大闭锁压力

3) 油缸稳定性验算[12]

油缸在工作是承受的压应力最大，所以有必要校核活塞杆的压稳定性。

（1）活塞杆断面最小惯性矩

d464 3.146341012=64

=0.8106(m4)

（2）活塞杆横断面回转半径

0.5 i4Id2106 0.5=40.81063.14632106 =0.016m=16mm

（3）活塞杆柔性系数

=

Li =

1237716=148.5625149 式中 —为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；

L—为有效计算长度

8-11）

(8-12) (8-13) （林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

i—为活塞杆回转半径

（4）钢材柔度极限值

0.5 =12E (8-14)

P3.1422.061050.5=550

=60.8

式中 P—45钢材比例极限[14]；

E—材料弹性模量[14]

（5）从以上计算得知，>1,即为大柔度压杆时，稳定力为：

F2EIKL2 (8-15) 3.1422.0610110.810612.5772

2.45105（N）

式中 —为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1；

（6）油缸最大闭锁力

FgD2max=

P4 (8-16)

34.11063.14901064

2.17105（N）

式中

Pg—油缸最大闭锁压力（7）稳定系数

NKKFF (8-17) max 76

2.451051.1 2.17105由此可见，稳定性可以满足要求。

4）连接零件的强度计算[12]

（1）缸筒和缸底焊缝的强度计算

4F (8-18) 2De2d241.53105107.51MPa 221141020.7式中 F—液压缸最大推力； De缸筒外径； d2焊缝内径；

焊接效率，取=0.7；

 焊缝的许用应力。

bn，b为焊条的抗拉强度，当采用T422焊条时，

b=4200105Pa，取安全系数n=3.3-4。

bn (8-19)

420106127.3MPa

3.3由此可见， 应力完全满足要求。

（2）缸盖连接螺栓的强度校核计算（缸盖处连接螺栓选择M161.5的六角螺栓）

4KF (8-20) d12z41.251.53105=240MPa 2613106K1KFd00.4dz31

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0.121.251610-31.53105 =96.6MPa

0.41336109其合成应力和强度条件为

n232=2402369.62=268.57MPa (8-21)

式中 F—液压缸最大推力； d0螺纹外径； d1螺纹内径；

K1螺纹内摩擦系数（K1=0.07-0.12），一般取K1=0.12；

K螺纹预紧系数，K=1.25-1.5，这里K=1.25； z-螺栓的数量；

螺纹的许用应力。

sn，s为缸筒材料的屈服极限，n为安全系数，去

n=1.2-2.5，s=600-650MPa。

sn

=600300MPa

2由此可见，

n 应力完全满足要求。

（3）活塞杆与活塞肩部压应力验算

cD2p4d0.2d32c422cp

式中 0.002—活塞杆倒角尺寸 m

d—活塞杆直径 m

d3—活塞上钻孔直径 m

p—作用于活塞上的工作压力 Pa c—活塞上钻孔的倒角尺寸 m

cp—许用压应力 Pa，如活塞材料为HT200，则

cp=0.75s0.75750562.5MPa

cD2p422d0.2d32c4

9010631.41064632104521.51046622cp

由此可见，活塞杆与活塞肩部压应力完全满足要求。

8.2 泵的参数计算

8.2.1 泵的压力计算

在设计液压系统时，要求泵的压力高于系统压力，差值以10%—30%为宜[8]。因此：

PBP110% (8-22)

=31.4110%

=34.5Mpa

取泵的最高压力PB35MPa 式中 P—系统最高压力，P=31.4Mpa

8.2.2 计算所需要的泵的流量

1) 设计要求每个液压缸的伸缩速度余5个液压缸的参数：（单位：mm）

（1）动臂缸（2个）：缸内径D=140 活塞杆径d=90 行程S=1000 （2）斗杆缸：缸内径D=140 活塞杆径d=90 行程S=1000 （3）铲斗缸：缸内径D=90 活塞杆径d=63 行程S=1000

（4）支腿液压缸（3个）：缸内径D=110 活塞杆径d=80 行程S=1000 2) 每个缸的流量计算

22（1）动臂缸（2个）：Qmax2Rrv (8-23)

vmax6000mm/min，根据铲斗缸计算初步确定其

=23.140.70.4560

22林生龙：轮式挖掘机工作装置及液压系统设计

=108.33L/min

（2）杆斗缸： QmaxR2r2v

=3.140.720.45260

=54.17L/min

（3）铲斗缸： QmaxR2r2v

=3.140.4520.315260 =19.45L/min

式中 R—缸筒内半径；

r—活塞杆半径

（4）行走马达选用斜轴式轴向柱塞马达，流量为25L/min,本系统中共有1个回

转马达，流量为：

Qmax25 L/min

（5）系统总流量[8]

5 QBKQi (8-24)

i1max1.2108.3354.1719.4525 1.2206.95248.34249 (L/min)

式中 K—系统泄露系数，一般取1.1～1.3，本式中取K=1.2；

5Qi i1max—同时工作的执行元件流量之和的最大值。

根据上面的计算，系统中选用主泵为双联轴向柱塞泵，所以每个泵的最大流量为124.5L/min。液压泵初选的类型为：A8V107SR1.1R111F1[10]。

9 技术经济性分析

本论文对挖掘机的工作装置和液压系统进行设计，在明确整个工作装置和液压系统的用途和工作环境后，对工作装置和液压系统的工况进行了认真的分析。首先给出了工作装置的已知参数和适当的液压系统的工作压力。之后，对整个工作装置进行总体方案设计、动力学分析、尺寸计算与校核，并对液压系统以及液压元件的进行设计与选型。在整个的设计与选型的过程中，既要符合工作条件，又要达到经济性合理，所以在设计过程中要充分考虑经济性。

挖掘机的工作装置和液压系统是挖掘机中重要的组成部分。工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。液压系统作为一个广泛应用的技术，在未来更是有广阔的前景。随着计算机的深入发展，液压控制系统可以和智能控制的技术、计算机控制的技术等技术结合起来，这样就能够在更多的场合中发挥作用，也可以更加精巧的、更加灵活地完成预期的控制任务。也使它发展成为包括传动，控制，检测在内的一门完整的自动化技术，在挖掘机技术领域内已有不可缺少的。

所以通过以上的分析，我们不难看出，研究挖掘机，尤其是研究它的工作装置和液压技术两大部分，在我国将会有更加广阔的发展前景，希望有更多的有识之士来从事这项研究，为国家的发展尽自己的绵薄之力。

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10 结论

在这次设计中，我在现场对轮式挖掘机的现场观摩的基础上，利用经验统计公式、旋转矢量法、力学计算及液压方面的知识，进行了以下设计工作：

1、在现场观摩的基础上，结合经验公式进行了挖掘机工作装置的总体设计，并用旋转适量法对工作装置进行了运动学分析。

2、用比例法和经验公式计算选择出工作装置各部分的基本尺寸。

3、以上、下动臂、斗杆分别建立起三个新的坐标系，利用已经计算出的基本尺寸，对工作装置的各部分分别进行了力学分析。主要绘制出了工作装置斗杆的内力和弯矩图，选出了危险截面并计算出其结构尺寸。

4、液压系统设计要求，是从实际出发，重视调查研究，注意吸取国内外先进技术，利用已有的液压系统，再结合自己学的液压知识，综合起来对液压系统进行设计。

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、液压技术、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。

致谢

本文是在导师曹艳丽老师的悉心指导下完成的，从论文的选题、研究思路确定、论文撰写直至论文修改的每个环节上，老师都倾注了大量的心血和精力。曹老师在生活上平易近人，对学生关怀备至；在学习上对学生高标准严要求，尤其注重对学生工作方法和能力的培养，使本人受益匪浅, 各方面能力得到了较大的锻炼和提高。在此谨向他致以衷心的感谢和崇高的敬意!

其次我要感谢与我同做相近课题的同学，他们的我的毕业设计过程中给了我很大的帮助和支持。

最后感谢在辽宁工程技术大学学习和生活中给予我关心、指导的所有老师和同学们! 由于水平和时间有限，论文中难免有不当和不足之处，诚挚的恳请各位专家、教授给予批评、指正。最后衷心感谢各位老师在百忙之中评阅本文。

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附录A

国内外小型挖掘机发展综述

[摘要] 小型液压挖掘机的发展顺应全球多样化施工现场的需求,经过三十多年的不断改进完善，在技术性能、作业功能和效率、安全、环保、节能及维护保养方面有了大幅度提高,形成了比较一致的技术标准和作业规范。介绍近年来国内外小型挖掘机市场的发展情况,分析国内市场用户需求快速发展的因素,论述小型挖掘机在无尾回转、动臂偏转、节能、安全、环保、易于维护和人机工程学等方面的未来技术发展趋势。

[关键词] 小型挖掘机；国内外市场；技术发展趋势；

一、液压挖掘机简介

液压挖掘机是由发动机、液压系统、工作装置、行走装置和电气控制等部分组成。液压系统由液压泵、控制阀、液压缸、液压马达、管路、油箱等组成。电气控制系统包括监控盘、发动机控制系统、泵控制系统、各类传感器、电磁阀等。液压挖掘机一般由工作装置、回转装置和行走装置三大部分组成。根据其构造和用途可以区分为：履带式、轮胎式、步履式、全液压、半液压、全回转、非全回转、通用型、专用型、铰接式、伸缩臂式等多种类型。

工作装置是直接完成挖掘任务的装置。它由动臂、斗杆、铲斗等三部分铰接而成。动臂起落、斗杆伸缩和铲斗转动都用往复式双作用液压缸控制。为了适应各种不同施工作业的需要，液压挖掘机可以配装多种工作装置，如挖掘、起重、装载、平整、夹钳、推土、冲击锤等多种作业机具。

回转与行走装置是液压挖掘机的机体，转台上部设有动力装置和传动系统。发动机是液压挖掘机的动力源，大多采用柴油要在方便的场地，也可改用电动机。

液压传动系统通过液压泵将发动机的动力传递给液压马达、液压缸等执行元件，推动工作装置动作，从而完成各种作业。以工地使用较多的PV-200型液压挖掘机为例。该机采用改进型的开式中心负荷传感系统（OLSS）。该系统用控制斜盘式变量柱塞泵斜盘角（输出流量）的方法，减少了发动机的功率输出，从而减少燃油消耗，是一种节能型系统。这种液压系统的特点是：定转矩控制，能维持液压泵驱动转矩不变，载断控制，可以减少

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作业时间的卸荷损失；油量控制，可减少空挡和小调控制时液压泵的输出流量，减少功率损失。

第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动斗回转机械到电力驱动和内燃机驱动回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程。由于液压技术的应用，20世纪40年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式机械，20世纪50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带式全液压机械。初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液压技术，缺少适用于机械各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全。从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段，各国机械制造厂和品种增加很快，产量猛增。1968-1970年间，液压挖掘机产量已占机械总产量的83%，目前已接近100%。

二、小型挖掘机的发展及其趋势

20 世纪80～90 年代小型挖掘机在市政工程、交通、管道等施工中发挥了较大优势并得以迅速发展。它在城市的土建施工工程中为节省人力、物力出了较大贡献 , 逐步成为城市施工中具有代表性的施工机械。

小型挖掘机的发展主要依赖于城市建设的发展,由于城市的改造、建设施工较多,要求施工时间短、施工机械对周围环境影响小、安全、低污染、回转半径小、便于运输以及具有与城市景色相协调的外观,小型挖掘机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,因此具有独特的优越性。

1. 小型挖掘机的发展

小型挖掘机在城市中主要用于土建施工及一般住宅修整等工作,要求具有良好工作性能和回转性能。最初的小型挖掘机以轮胎式为主,由于轮胎式在软地面的行走性和通过性差,后来逐渐被履带式替代,并在动臂支撑机构处增加了回转机构,使整个工作装置能相对机体进行左右摆动,以完成沟道侧壁挖掘整修工作,但这种小型挖掘机挖掘范围小、不能实现后部卸料。此后,小型挖掘机增加了上部回转机构,解决了后部卸料等问题,提高了挖掘机的工作性能,形成小型挖掘机的基本结构。后来,小型挖掘机在回转半径、后部视野、动臂仰角、机械性能等方面得到进一步改善,发展为现在的标准型。

2. 技术的进步

小型挖掘机工作环境大部分在城市,为了防止行走时损坏路面,从 80 年代开始使用橡胶履带 ,并逐步得到普及。橡胶履带的支重轮是在内部铁芯板上运动 , 铁芯板接缝处与支

重轮接触落地时,成为行走破坏路面的主要原因。以前使用宽形铁芯板,橡胶履带的支重轮直径较大,因此在接近地面时,这个缝隙变大,造成履带对路面的破坏。超级小型挖掘机使用与以前相同的支重轮,只是履带内使用的铁芯板变窄,因此在接触地面时缝隙变小,减小了对地面的损坏。

后方小回转型挖掘机的回转尾部尺寸非常小,为了确保挖掘机工作的稳定性,必须有足够的配重,并在不增加机械重量的前提下,采用增大履带长度及加宽车体等有效方法。但是,车体宽度受运输卡车宽度的限制,为解决这个问题,在超级小型挖掘机中采用ViCTAS (Vio - Crawler Technology by Advanced Stability )技术。

3. 舒适性

小型挖掘机大部分没有封闭的驾驶室, 下雨时座椅常常被雨淋湿而渗水。为了解决这一问题,使用表面与内部聚安脂橡胶一体制作的没有缝制缝的座椅 ,不会再从缝制缝处破坏 ,耐久性也得以提高,成为完全防水型座椅。

推动小型挖掘机市场快速发展的因素:

(1) 小型挖掘机具有的广泛适用性小型挖掘机体积小、机动灵活,非常适用于城镇的各

种管道铺设、基础施工、公用事业以及房屋维修等作业。小型挖掘机紧凑的体积、特殊的设计使其能够在大型挖掘机无法施工的环境中进行作业。

(2) 小型挖掘机具有的多功能性小型挖掘机的真正优点是它具有多功能性。小型挖掘

机能够安装许多辅助作业机具,如安装破碎锤、液压钳用于轻量级的拆除作业,安装夹钳用于清除作业,安装滚筒、平板夯用于沟槽的填埋压实,安装旋挖钻具用于钻孔,吊钩用于起吊重物等等。

(3) 小型挖掘机便于运输和转移作业场地小型液压挖掘机市场迅速扩张的原因之一应

归于它的尺寸和重量。小型挖掘机能方便地在各个施工现场间转移,小型挖掘机无需大型拖车或是重型卡车进行运输,小型的运输工具就可运载。这样不但能够方便运输,还可以大大降低机器的运输费用。

(4) 小型挖掘机鲜明的作业特点:尾部旋转半径为零的设计,使得小型挖掘机在作业空间

有限的环境下作业时挖掘机操作人员无须考虑施工现场是,从而使操作人员能否有障碍物阻碍挖掘机的转动够更专心于铲斗的操作,这也防止了施工现场周围建筑物以及挖掘机自身的损坏。

(5) 投资回报率高、成本回收快

小型挖掘机的价格便宜,成本回收快。以6t级小挖为例,美、欧日品牌机的价格在四十

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万元左右,韩国的机器价格在三十二万元左右,国产机器价格为30～32 万元有些品牌更低;而20t级的中挖价格在70～100 万元。较高的投资回报率使得小型挖掘机深受广大中小土方工程施工承包业主的欢迎。

4. 小型挖掘机的技术发展趋势

小型挖掘机的技术发展顺应全球多样化施工现场的需求,经历了三十多年的历史演变过程,经过不断的改进完善,在技术性能、作业功能、作业效率、安全、环保、节能和维护保养等方面有了大幅度的提高,形成了比较一致的技术标准和作业规范。主要体现在以下几方面:

(1) 无尾回转和动臂偏转技术作为小挖基本概念的动臂偏转和无尾回转功能于 20世

纪 90年代中后期面向世界市场推出。在机体前部的动臂偏转,而无机构能够实现位于墙根附近的直接挖掘作业须频繁移动机身。无尾回转结构的应用,使其在狭窄地带作业时无须担心尾部的碰撞。无尾回转结构设计的难点在于回转平台上的总体布置、动力系统的热平衡解决以及整机稳定性的解决。而动臂偏转机构的设计难点在于铰点位置的确定和铰接体的制造技术。

(2) 新型液压控制技术

新型液压控制技术应具有作业效率高、操作性能好、具有良好的经济性,可进行高效率、强有力的作业。新的液环境适应性压系统不受负荷大小的影响,完全根据操纵杆的幅度分配所需液压油流量,完全可以按照操作人员的意图轻松完成作业。同时,由于发动机的负荷小可避免流量的无谓损失,能够实现小动操作和复合操作。新型液压控制技术的应用还能够增加动力输出,提高作业速度,降低燃料消耗。

(3) 安全性能

在欧洲市场和北美市场对安全性有严格的法律规定,设备的安全性能能够给操作人员提供安心作业的环境,提高操作人员的安全性。小型挖掘机的安全性能主要体现在驾驶室的ROPS/FOPS设计上,在驾驶室的试验中应满足以下性能要求:

①可满足必须的能量吸收； ②可满足必须的抗荷载； ③乘员安全区域足够大。

(4) 环保技术

主要体现在高功率、低油耗、清洁排放发动机的应用上。新型发动机应满足美国EPATier2标准和欧洲EU标准,将导致环境污染的化合物排放控制在最低限度。新型发动机

同时降低了振动和噪声,有益于环境保护和操作人员的健康。

(5) 人机工程技术

司机室符合人机工程学原理,内部宽敞,视野开阔,造型美观,操作方便、省力仪表显示直观、准确,能给驾驶员提供一种舒适的操作环境,充分减轻驾驶员的疲劳。

(6) 维修保养技术

从日常保养维护到正规检查维修,简化操作是十分必要的,能够提高机器的可靠性,使机器始终保持良好状态。要使得日常检查方,实现无须借助工具的一触式操作。维护修理便快捷简单易行,可快速进行内部零部件及系统的检查和维修。另外,在设计上要充分考虑防止机器的意外损坏。如机罩、护板防碰撞结构设计;动臂液压缸护板设计;燃油箱排水阀;独立推土板液压软管设计;防水电器系统设计;工作装置软管内置设计; X 型车架和半山型履带架设计;发动机机油滤芯更换时间延长;带有管路过滤的先导系统;双重空滤构造设计等等。

5. 结语

社会的发展对小型挖掘机产生较大的影响 , 目前国外的小型挖掘机已有了相当的发展 , 如卡特彼勒、日立、小松、三菱等公司 , 小型挖掘机产品已形成系列 , 并在不断地进行开拓 , 扩大用途 , 增加附件种类。国内的小型挖掘机发展也已取得一定的成绩 , 但在技术和生产上都需要进一步改进和完善。

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附录B

A Summary of Small-size Excavators Home and

Abroad

[Abstract] Development of small-size hydraulic excavators is the temporization of global

diversified construction site demanding. Their technical performance, work functions and efficiency, safety, environment protection, energy saving and maintenance aspects have been upgraded through thirty more years of gradual improvement. More consentaneous technical standards and operation criteria have been formed. Developing situation of small-size excavator market in recent years is described home and abroad.

[Key words] Small-size excavator Market home and abroad Technical developing trend;

I. The brief introduction of hydraulic excavator

Parts such as the hydraulic excavator is by engine, hydraulic system and works device and walks device and electric control etc are formed. The hydraulic system is formed by hydraulic pump, control valve, hydraulic cylinder, hydraulic pressure motor, pipe route and fuel tank etc. The electric control system includes supervision dish, motor control system, pump brain and various kinds of sensor and solenoid valves etc. The hydraulic excavator is general by the work device and turns round the device and walks device three is mostly formed. According to his construction and use, we can differentiate : many kinds of types such as caterpillar tread type, tyre type, walk type, full hydraulic pressure, half hydraulic pressure, turns round entirely, not turns round entirely, utility version, mould for a special purpose, the joining with a hinge type and arm type stretched out and drawn back etc.

The work device is directly accomplishing the device that excavates the assignment. It has been joined with a hinge by moves the arm, fights the pole and shovels the fill etc three parts. Moving that the arm rises and falls and the pole fought stretches out and draws back and shoveling fighting moves all with moving back and forth type two effect hydraulic cylinders control. In order to suit the needs of various difference construction school assignments, the hydraulic pressure excavator can be joined in marriage loading many kinds of work devices, if

excavating and many kinds of school assignment machines and tools such as lifting job, loading, leveling, clamp and pushes soil and shock hammer etc.

Turning round and walks the device is the organism of hydraulic pressure excavator, upper setting up power-on device and transmission system of turntable. The engine is the power supply of hydraulic pressure excavator, and adopts diesel oil will also can modify the electromotor in the convenient place mostly.

The hydraulic drive system by way of the hydraulic pump with the engine the motive force transmission to hydraulic pressure motor and hydraulic cylinder etc actuator, the promotion work device moves, thus accomplishes the various school assignments. Take more PV-200's mould hydraulic pressure excavators of use in building site as the example. This machine adopts the type the opening center load of advanced version to be passed feeling system (OLSS). This system is with oblique of control type oblique the method of angle (export volume of flow ) variable plunger pump, and reduced the power delivery of engine, thus reduces the oil consumption burnt, and is one kind of saving energy mould system. The characteristic of this kind of hydraulic system is: the fixed torque is controlled, and it is unchangeable to keep the hydraulic pump drive torque, and year absolutely control can reduce the off-loading loss of school assignment time; Oil capacity is controlled, and the export volume of flow of hydraulic pump in the time of can reducing neutral gear and fine control reduces the power loss.

The history of the first hand excavator was published up to now to have more than 130 years, and went through from the steam drive fill to turn round that the machinery turns round the developing the course step by step of the complete automatic hydraulic pressure excavator of excavator and application mechanical and electrical liquid integration technology to power drive and the internal-combustion engine drive in the time. The application owing to the hydraulic technique had to join in marriage on the tractor loading hydraulic pressure to anti- the type hanging which shoveled machinery in the 1940’s, and developing out the pulling type at the initial stage of in the 1950’s with middle period in succession, to turn round the full hydraulic pressure of hydraulic pressure excavator and caterpillar tread type entirely mechanical. Initial stage the trial hydraulic pressure excavator is the hydraulic technique that adopts plane and machine tool, lacking the hydraulic pressure component that is suitable in the mechanical various operating modes, it is stable inadequately to make the quality, and necessary is not completely

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yet. From in the 1960’s, the hydraulic pressure excavator is entered the popularization and in vigorous development stage, and mechanical manufacturing plant and the breed of each country increases very fast, and the output is rapidly increased. 83% of the mechanical gross output was occupied to hydraulic pressure excavator output, and is close to 100% at present 1968-1970 certain period.

ⅡSmall excavator development and its tendency

20th century 80 ~ 90's small mechanical device in construction and soon in municipal engineering, transportation, pipeline has displayed abigger superiority and can rapidly develop. The small excavator forsaved the manpower, the physical resource in these projects makes thesmall excavator mainly to use in the city the constructionconstruction and generally left a bigger contribution,gradually became in the city construct ionto have the representative construction machinery.

The small excavator development mainly relies on the urbanconstruction development, because city transformation, constructionconstruction more, the request construction time short, theconstruction machinery affects small, safe, the low pollution, theradius of gyration to the environment is small, is advantageous fortransports as well as has with the city scenery appearancecoordination outward appearance, the small excavator has satisfied thecity each kind of work request, can maximum limit display itsproductivity in the city narrow working space, therefore has theunique superiority. 1. The development of small excavators

The small excavator mainly uses in the city the constructionconstruction and the general housing repairs and maintains and so onthe work, the request has the good operating performance and therotation performance.Initial small excavator by tire type primarily, because the tire typewalks the natural in the soft ground and the passing difference,afterwards gradually by the marching substitution, and in moved thearm strut organization place to increase the rotation organizationabout, enabled the entire work equipment the relative organism tocarry on swings, completed the trench sidewall excavation renovationwork behind, but this kind of small excavator excavation scope wassmall, cannot realize the material. Hereafter, the small excavator increased upside has rotated theorganization, has solved behind themetial and so on the problem,

enhancedthe excavator operating performance, formed the small excavator thebasic structure. Afterwards, the small excavator in the radius ofgyration, behind the field of vision, moved aspect and so on armelevation angle, machine capability has the further improvement,develops for the present standard type. 2.Technical progresses

Small excavator working conditions majority of in city, in order toprevent walks when damages the road surface, starts from the 80's touse the rubber caterpillar band, and gradually obtains thepopularization. A rubber caterpillar band heavy wheel is when theinternal iron circuit board the movement, the hard circuit board jointplace and the heavy wheel contact falls to the ground, becomes walksthe destruction road surface main reason. Before uses the width shapeiron circuit board, a rubber caterpillar band heavy wheel diameter isbigger, therefore when approaches the ground, this slit changes in abig way, creates the caterpillar band to the road surface destruction.The super small excavator use and the before same heavy wheel, onlywas the hard circuit board which in the caterpillar band used changesnarrowly, therefore when contacted the ground the slit changesslightly, reduced to the damage of ground.

Rear area the small rotation excavator rotation rear part size isextremely small, in order to guarantee the excavator work thestability, must have the enough counterweight, and in does notincrease the mechanical weight under the premise, uses increases thecaterpillar band length and widens the chassis and so on the effectivemethod.But, the chassis width is transported the truck width the limit, forsolves this problem, has used ViCTAS in the super small excavator (Vio- Crawler Technology by Advanced Stability) the technology. 3.Comfortableness

The small excavator majority of seals cab, has not rained when thechair frequently drips wet by the rain seeps. In order to solve thisproblem, the use surface and the interior gather a peaceful fat rubberbody to manufacture has not sewn the seam the chair, cannot againfrom sew the seam place destruction, the durability also can enhance,becomes the complete waterproofing chair.

Impels the small excavator market fast development the factor:

(1) The small excavator has the widespread serviceable small excavatorvolume small, mobile is flexible, extremely is suitable for work andso on cities each kind of pipelining, foundation construction, publicutilities as well as house service. The small excavator

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compactvolume, the special design enable its to carry on the work in theenvironment which the large-scale excavator is unable to construct.

(2) The small excavator has the multi-purpose small excavator truemerit is it has multi-purpose. The small excavator can install manyauxiliary works machines and tools, like the installment brokenhammer, the hydraulic pressure pliers use in the lightweightdemolision work, installs a clamp to use in to eliminate the work,installs the drum, the plate uses in the trench to fill in buriesthe compaction, the installment turns on lathe digs drills uses in thedrill hole, the lift hook uses in to hoist up heavy item and so on.

(3)The small excavator is advantageous for the transportation and oneof shift work location small hydraulic pressure excavator market rapidexpansion reasons should belong to its size and the weight. The smallexcavation function conveniently shifts in each job location, thesmall excavator does not need the large-scale trailer perhaps theheavy-duty truck carries on the transportation, the small transportmeans may deliver. Like this not only can facilitate thetransportation, but also may greatly reduce the machine the cartageexpense.

(4) Small excavator bright work characteristic: The rear part radiusof turn for the zero design, causes the small excavator not to need inthe work space limited environment mean industry time excavatoroperator to consider the job location is, whether thus enable theoperator to have the obstacle to hinder the excavator the rotation tosuffice wholly absorbed to the scoop operation, this has alsoprevented around the job location the building as well as theexcavator own damage.

(5) Invests the repayment rate to be high, the cost recycles quickly

The small excavator price is cheap, the cost recycles quickly.Slightly digs take the 6t level as the example, American, the Europeandate brand machine price about 400,000 Yuan, South Korea's machineprice about 320,000 Yuan, the domestically produced machine price is30 ~ 320,000 Yuan some brands is lower; But the 20t level center digsthe price in 70 ~ 1 million Yuan. The higher investment repayment ratecauses the small excavator deeply the general center small earthworkconstruction to contract owner's welcome. 4 Small excavators technological development tendencies

The small excavator technological development complied with the globaldiversification job location the demand, has experienced more than 30years history successional variation process,

passes through theunceasing improvement consummation, in aspect and so on technicalperformance, job function, work efficiency, security, environmentalprotection, energy conservation and maintenance maintenance had thelarge scale enhancement, has formed the quite consistent technicalstandard and the work standard. Mainly manifests in following severalaspects:

(1) The tailless rotation and moves the arm deflection technology totake slightly digs the basic concept to move the arm deflection andthe tailless rotation function later period promotes in the 1990s facethe world market. Moves the arm deflection in the organism front part,but does not have the organization to be able to realize is locatednearby the lower part of wall the direct excavation work to havefrequently to move the fuselage. The tailless rotation structureapplication, causes it when the neck of land work does not need toworry the rear part the collision. The tailless rotation structuraldesign difficulty lies in rotates in the platform the generalarrangement, the dynamic system thermal equilibrium solution as wellas the entire machine stable solution. But moves the arm deflectionorganization the design difficulty to lie in an articulation positionthe determination and the hinge body manufacture technology.

(2) New hydraulic control technology

The new hydraulic control technology should have the work efficiencyhigh, the serviceability is good, has the good efficiency, may carryon the high efficiency, the powerful work. The new fluid environmentcompatibility presses the system not to shoulder the size theinfluence, completely needs the oil of the hydraulic pressure system, the current capacity accordingto the control handle scope distribution point, definitely may deferto operator's intention with ease to complete the work. At the sametime, because the engine load is small may avoid the current capacitythe senseless loss, can realize slightly moves the operation and thecompound operation. The new hydraulic control technology applicationalso can increase the dynamic output, enhances the work speed, reducesthe fuel consumption.

(3)Security performance

Has the strict legal rule in the European market and the North Americamarket to the security, the equipment security performance can givethe operator to provide the relieved work the environment, enhancesoperator's security. The small excavator security performance mainlymanifests in the cab ROPS/FOPS design below, should satisfy theperformance

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requirement in the cab experiment:

①May satisfy must energy absorption; ② May satisfy must anti- load;

③The crew member safety zone enough is big. (4) Environmental protection technology

Mainly manifests in the power, the low oil consumption, cleanlydischarges the engine in the application. The new engine shouldsatisfy the American EPATier2 standard and the European EU standard,will cause the environmental pollution the compound to discharge thecontrol in the threshold. The new engine simultaneously reduced thevibration and the noise, is beneficial to the environmental protectionand operator's health.

(5) Man-machine project technology

The cab conforms to the man-machine engineering principle,internal spacious, field of vision open, modelling artistic, the easeof operation, reduces effort the measuring appliance demonstrationdirect-viewing, is accurate, can provide one kind of comfortableoperating environment to the pilot, fully reduces pilot's weariness.

(6) Services the maintenance technology

Maintains from the current maintenance to the regular inspectionservice, the simplification operation is extremely essential, canenhance the machine the reliability, makes the machine throughout tomaintain the good condition. Must cause the daily inspection side, the realization not to need withthe aid of the tool as soon as to touch the type operation.Maintenance repair then quickly dnd simplely, but fast carries on theinternal spare part and the system inspection and the service. Moreover, in the design must fully consider prevents the machine theaccident damage. Such as the cowling, the guard plateguards against the collision structural design;Moves the arm hydraulic cylinder guard plate design; Fuel oil tank draw-offvalve; The independence bulldozes the board hydraulic pressure hosedesign; Waterproofing electric system design; In the work installmenthose sets at the design; X frame and halfway up the mountainsidecaterpillar band design; The engine machine oil filter elementreplacement time lengthens; Has forerunner system which the pipelinefilters; Dual spatially filters structure design and so on. 5 Conclusions

Society's development has a more tremendous influence to the smallexcavator, at present

the overseas small excavator had the suitable development, like Carter other forces, company and so on Hitachi,small pine, Mitsubishi, the small excavator product has formed theseries, and in unceasingly carries on the development, the expandeduse, the increase appendix type. The domestic small excavatordevelopment has also obtained the certain result, but all needsfurther to improve and the consummation in the technology and theproduction.

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