WY6液压挖掘机的整机设计

前言

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

自20世纪90年代以来，据有关专家估算，全世界各种施工作业场所约有65%-70%的土石方工作量是由挖掘机来完成的，因此，液压挖掘机在各种工程建设领域，特别是在基础设施建设中得到广泛的应用。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展，重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度，小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势，本文设计的液压挖掘机正是基于以上目的，设计出符合生产需求的小型液压挖掘机。

第一章 绪论

§1.1 挖掘机的结构与工作原理

§1.1.1 液压挖掘机的基本组成

液压挖掘机主要由发动机、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。

§1.1.2 液压挖掘机的工作原理

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。

§1.2 国内外液压挖掘机的发展概况

§1.2.1 国外液压挖掘机发展概况和趋势

挖掘机在国外起步较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本等发达国家是斗容量

3.5-4.0m³单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机

[1]。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-150m³剥离用挖掘机，斗容量132m³的步行式拉铲挖掘机；B-E（布比赛路斯-伊利）公司生产的斗容量168.2m³的步行式拉铲挖掘机，斗容量107m³的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。

一、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建设的需要，国外发展了斗容量在0.25m³以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在

0.01m³。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置——除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎

锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以满足各种施工的需要。与此同时，发展专门用途的特种挖掘机，如低比压、低嗓声、水下专用和水陆两用挖掘机等。

二、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、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制[2]。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。所有这一切，挖掘机的全液压化为其奠定了基础和创造了良好的前提。

三、重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度。例如，德国阿特拉斯公司生产的挖掘机装有新型的发动机转速调节装置，使挖掘机按最适合其作业要求的速度来工作；美国林肯贝尔特公司新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。还安装了CAPS（计算机辅助功率系统），提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能；日本住友公司生产的FJ系列五种新型号挖掘机配有与液压回路连接的计算机辅助功率控制系统，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，并处长了零部件的使用寿命；德国奥加凯（O&K)公司生产的挖掘机的油泵调节系统具有合流特性，使油泵具有最大的工作效率；日本神钢公司在新型的904、905、907、909型液压挖掘机上采用智能型控制系统，即使无经验的驾驶员也能进行复杂的作业操作；德国利勃海尔公司开发了ECO（电子控制作业）的操纵装置，可根据作业要求调节挖掘机的作业性能，取得了高效率、低油耗的效果；美国卡特匹勒公司在新型B系统挖掘机上采用最新的3114T型柴油机以及扭矩载荷传感压力系统、功率方式选择器等，进一步提高了挖掘机的作业效率和稳定性。韩国大宇公司在DH280型挖掘机上采用了EPOS---电子功率优化系统，根据发动机负荷的变化，自动调节液压泵所吸收的功率，使发动机转速始终保持在额定转速附近，即发动机始终以全功率运转，这样既充分利用了发动机的功率、提高挖掘机的作业效率，又防止了发动机因过载而熄火[3]。

四、更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以替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的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力[4]。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立

了预测产品失效和更新的的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性住处处理系统。在上述基础理论的指导下，借助于大量试验，缩短了新产品的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液压挖掘机的运转率达到85%-95%，使用寿命超过1万小时。

五、加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。

六、进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时和增大流量来裣，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率[5]。当外阻力增大时则减少流量（降低速度），使挖掘力成倍增长率加；采用三回路液压系统。产生三个互不成影响的独立工作运动。实现与回转达机械的功率匹配。将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速成运动。此外，液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。

七、迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年代，为了节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作轻便和安全作业，降低挖掘机口音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘上应用电子和自动控制技术[6]。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电一体化在挖掘机上的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。20世纪80年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。 §1.2.2 国内液压挖掘机的发展概况

我国挖掘机生产起步于60年代，第一代产品为机械式挖掘机。进入70年代，开始研制液压挖掘机，并形成了系列产品，标志着我国挖掘机行业已经形成。80年代中期，随着我国改革开放的深入和国民经济的发展，我国一些大型挖掘机企业分别引进了德国利渤海尔、0&K、德马克等公司的先进制造技术，使我国的挖掘机在技术水平、产品质量和生产管理上都有了很大的提高。涌现出诸如长江挖掘

机厂、抚顺挖掘机厂、上海建筑机械制造厂、合肥矿山机器厂、北京建筑机械厂和贵阳矿山机器厂等一批实力较强的骨干企业，为我国挖掘机产品的生产和发展奠定了坚实的基础，也为我国的经济建设做出了不可磨灭的贡献。

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

§1.3 小结

自2000年以来,中国挖掘机市场的销量以超常规的速度增长着。2000年中国国内所有挖掘机生产企业销售量之和为7926台，2003年则达到34800台，三年时间增长了四倍。2001年比2000年增长56.4%，2002年比2001年增长59%，2003年与2002年比较，增长率竟然达到76%，2004年第一季度与2003年第一季度相比较全国挖掘机销售量的增长率又创新高，达到78%。

近年，中国挖掘机的实际销售量屡屡打破人们事先对市场的预计,显然这种过高的增长率对中国挖掘机市场的稳定、健康发展是不利的。我们知道,中国国土辽阔,经济建设的任务很重,挖掘机市场需求空间很大,将来挖掘机产量发展到八万台、十万台恐怕是不够的。业内人士认为,按照我们国家的土地、人口、经济、挖掘机的年均增长率在20%是一种比较正常的发展速度。

第二章 液压挖掘机的整机设计

§2.1 液压挖掘机主要参数的确定

§2.1.1 整机主要参数[9]

整机使用质量 6000kg

发动机额定功率 42kw

发动机额定转速 2400rpm

斗容 0.1m83

§2.1.2 液压系统主要参数

系统压力 22MPa

系统流量 158L nmi

工作装置系统压力 22MPa

工作装置系统流量 120L nmi

回转系统压力 22MPa

回转系统流量 35.L伺服系统压力 3MP a

L伺服系统流量 14m inm in

§2.1.3 功率计算

选用康明斯A2300T发动机（日本产） 功率为42kW2400r/min

工作装置油泵排量 22c5c/re v

回转装置油泵排量 16.c2cr/e v

先导操纵油泵排量 4.c （起调压力10MPa 额定压力22MPa） 5c/re v

泵所需功率 N=PQ/60 －机械效率0.85

工作装置功率:

N11201023.53kW 600.85

回转装置功率：

N235.6106.98kW 600.85

伺服装置功率：

N37202.75kW 600.85

N总N1N2N323.536.982.74533.26kW

风扇直径470mm,消耗功率5kW，发电机消耗功率0.75kW，飞轮输出功率为36.25kW 发动机功率储备系数为：36.2533.26100%8.28% 36.11

发动机功率储备系数合适

§2.1.4 转速度及回转力矩计算

回转装置A、B口的流量为 35.L i6/m转支承传动比 i913 236.9回转马达排量 q28.8c v7cr/e回转装置减速比 i19.46 4回转平台转速 n35.6(0.028876.92319.464)9.21转/分 回转装置在20MPa压力下，输出扭矩为：

T1159Pq28.87i159(201.5)19.4641652.9Nm (2-1) 1001000

P－压力差

回转起动力矩：

M平台16526.92311443.02Nm

地面附着力矩：

M4910G4/349100.505.64/318330.7Nm —地面附着系数 取0.50

G—整机质量 取5.6吨

根据计算回转时地面附着力矩满足要求。

根据经验公式计算平台回转起动力矩

MkG4/39605.64/37168Nm (2-2) k960

G-整机质量 取5.6吨

§2.1.5 牵引力计算

一挡工况：

马达的输出转矩：

T1159(221.5)43.7142.4Nm (2-3) 1000

驱动装置的输出转矩：

M1142.453.7067647.73Nm (2-4)

单边牵引力：

F1M1R7647.730.2612529273.6N

式中：R驱动轮半径

一挡牵引力：

2F1229273.658547.2N58.547kN

取地面附着力：

F56009.80.7541.16kN

二挡工况：

马达的输出转矩：

T2159221.522.7

100073.99Nm

驱动装置的输出转矩：

M273.9953.7063973.7Nm

单边牵引力：

F23973.70.2612515210N

二挡牵引力：

2F221521030420N30.42kN

附着力发挥为 F总/ F附：

2F2/F30.42/41.1673.9%

行走速度计算

行走装置（马达、减速机）马达排量两挡 43.2c2.c7re /v

减速机传动比I53.706

驱动轮转速：

n550.96

驱10.043753.70622.497r/min

(2-5) (2-6) (2-7) (2-8)

n驱2550.9643.3r/min (2-9)0.022753.706

§2.1.6 行走速度计算

行走速度：

v60n驱tz

1026km/h (2-10)

式中 n驱—驱动轮转速

t —链轨节距 t135mm

z —驱动轮齿数 z=23

v16022.497135232.1km/h (2-11) 1062

6043.3135234.03km/h (2-12) 1062 v2

§2.1.7 接地比压计算

接地面积：

S=20002400=16000000m2

平均接地比压：

PwG/S54880/160000000.0343MPa34.3KPa (2-13) §2.1.8 转向时阻力计算

Fr0.5aGUGL/4S

a－履带动力阻力系数 取0.12 u履带与地面的摩擦系数 取0.7

L—轮距 1990mm

S—轨距 1520mm

G—整机质量5600kg

Fr1/20.125600(0.756001990)/(41520)

3601235.31625kg

二挡牵引力3042kg

可以转向

§2.1.9 回转制动时齿轮圆周力计算

1、首选验算回转制动时地面附着力矩是否够履带式挖掘机对地面的附着力矩

M=4910G4/3 (2-14) －履带对地面的附着系数＝0.5

G－机重5.6t

M49100.55.64/318330.7Nm

2、转台的制动力矩

Mz1.6M起1.611443.0218308.83Nm

MMz 回转制动时附着力满足要求。

3、制动时回转减速机输出齿轮转矩Mz

Mz18308.830.94/(9013)2485.9Nm (2-15)

制动时圆周力P

pMz'2485.9Nm5.463104N (2-16) 371310m

22

选用Is-616回转支承 内齿模数m7，Z=90， x=0

其额定圆周力p=7104Np5.46104N 故齿轮强度安全。

§2.2整机稳定性计算

挖掘机的稳定性包括作业稳定性和自身稳定性。为使机器外形尺寸较小，充分发挥挖掘力，为此在挖掘机转台后部设有平衡重[10]（俗称配重）。

§2.2.1 初定配重（表2-1）

挖掘机停在水平地面上，斗杆和铲斗液压缸全伸出，空斗，斗底离地高约1m，转台上部各部件和工作装置的重心应当平衡，即各部件对回转中心力矩之和为零。（上部重心通过回转中心）

表2-1各部件重量和与回转中心的距离

M稳GiriM翻 (2-17)

不计下车重量

G配(G右r右G上r上）/r配242kg (2-18

§2.2.2 挖掘机采用单排球四点接触式回转支承，通过回转支承将上下车连成一体，下车的重量也参与平衡[11]。工作装置和履带垂直，倾翻点为支重轮中心A点（图2-1）。挖掘机各构件（包括下车及工作装置）重心至A点的距离为r（图2-1未表示出，计算时，在A的左侧加760，右侧减760） 选取配重为G配=240kg

表2-2 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数KM稳M翻2.51,可以。

图2-1作业稳定性 1.挖掘状态—工况（1）（图2-2）

挖掘机停在水平地面上，工作装置与履带平行，斗杆与地面垂直，斗齿尖在停机面以下500mm处；用铲斗缸挖掘，风从后面来，倾翻点为履带前方引导轮中心[12]。

（1）求挖掘力（图2-3）

图2-2 挖掘状态

铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离 R=952mm

l185mm

1

l159mm2

l241mm3

l斗284mm

铲斗缸直径85mm,油压力

Pmax=210bar （扣除压力损失）

取液压缸效率η=0.98 铲斗缸最大推力

图2-3 铲斗

P

1

852210.9811916kgf116781N (2-19) 4

（2）铲斗

0.18m3

Ⅲ级松土重324kg

（3）系统压力 Pmax=210bar

W切pl1l3l2RG(土斗)l斗R

（11916185241159952）（4442849523377kgf33kN

取W风25kgf/m2

2

风力FwW风S迎风面积S3.5mFw253.587.5kgf857.5NW径0.2W切675.4kgf6.62KNh风1490mm

表2-3 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数 K  M M  1 .37  1 ，满足稳定要求。

翻稳

图2-4 挖掘状态

2.挖掘状态—工况（2）（图2-4）

挖掘机停在水平地面上，工作装置与履带平行，斗杆与地面垂直，挖掘至最大深度（3890），风从前面来，倾翻点在履带前方推土铲B点；这时配重成为稳定载荷。 求挖掘力----铲斗缸挖掘（图2-5）

图2-5 铲斗缸

R952mm

l1324mm,l2268mm,l3220mm,l斗304mm

铲斗缸最大推力 P  11916 kgf 挖掘力 W  pl l

G l R  3187 kgf  31 kN (2-20) R 

切

13

2

（土斗）斗

W 径  0 . 切  637 . (2-21) 2W6 kgf

W切pl1l32RG(土斗)l斗R

（11916185241159952）（4442849523377kgf33kN取W风25kgf/m2风力FwW风S

迎风面积S3.5m2

Fw253.587.5kgf857.5NW径0.2W切675.4kgf6.62KNh风1490mm

表2-4 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数：

KM稳M翻23.131

满足稳定要求。 3.卸载状态—工况（3）（图2-6）（图2-7）

挖掘机横向停在12º斜坡上，工作装置位于下坡方向（与履带垂直），伸出最大幅度，满斗，铲斗刚离开地面，风从后面来，倾翻点为下坡方向履带边缘A点；

挖掘机向下坡方向回转制动，倾翻力矩除A点右侧的重力矩外，还有惯性力矩、稳定力矩为A点左侧的重力矩和回转中心左侧的惯性力矩。

图2-6 卸载状态

W切pl1l32RG(土斗)l斗R

（11916185241159952）（4442843377kgf33kN取W风25kgf/m2

风力FwW风S迎风面积S3.5m2Fw253.587.5kgf857.5NW径0.2W切675.4kgf6.62KNh风1490mm

表2-5 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数KM稳M翻2.061.25，可以。

图2-7 稳定性

§2.2.3 自身稳定性（图2-8）

挖掘机停在12º斜坡上，履带与坡度方向垂直，工作装置与履带垂直，铲斗举至最高，空斗，幅度最小，铲斗处于上坡方向，风从上坡方向来，挖掘机有向下坡方向倾翻的可能，倾翻点为下方履带支重轮中心A点。

表2-6 各部件重量和与回转中心的距

稳定系数KM稳M翻2.771.25，可以。

图2-8 自身稳定性

§2.2.4 行驶稳定性 1.上坡行驶稳定性（图2-9）

挖掘机沿25º斜坡上坡行驶，斗杆全收回，斗底离地约0.5m位于上坡方向，风从前方来，挖掘机由静止到启动状态[13]。这时配重、风力和启动惯性力使挖掘机绕位于斜坡下方驱动轮中心A点朝后倾翻。

表2-7 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数 K  M 稳 M翻2.671.25,可以.

图2-9 上坡行驶稳定性

图2-10下坡行驶稳定性

2.下坡行驶稳定性（图2-10）

挖掘机沿25º斜坡上下坡制动，斗杆及铲斗垂直于地面，斗齿尖离地约0.5m，急刹车（制动）惯性力（P）使挖掘机朝前倾翻，倾翻点在履带前方推土铲A点，风从后方来。

表2-8 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数KM稳M翻4.051.25,可以.

§2.2.5 误操作时的稳定性（图2-11）

图2-11误操作时的稳定性

挖掘机在25º斜坡上下坡，工作装置全伸出在下坡方向，空斗，斗齿尖离地约1m，以最高速度下坡，急刹车，风从后方来，惯性力使挖掘机绕履带引导轮中心下方A点向前倾翻。

表2-9 各部件重量和与回转中心的距离

稳定系数：

KM稳M翻3.031.25

可以

图2-12 拆除工作装置时的稳定性

§2.2.6 拆除工作装置时的稳定性（图2-12）

挖掘机修理时，停在水平场地上，上车纵轴线和履带垂直，拆除工作装置，此时配重变成倾翻因素。场地无风，挖掘机绕后方履带支重轮中心A点倾翻。

表2-10 各部件重量和与回转中心的距离

M  3 .86  1 满足要求。 稳定系数KM翻稳

§2.3 整机的重心计算

图2-13 挖掘机运输状态

一、挖掘机运输状态纵向重心位置 图示符号的含义：

GB=240kg 平衡重重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离YB为1484mm； Gp=2300kg 平台上部重量，重心距回转中心线（Z坐标）的距离Yp为750mm； Gu=2400kg 平台下部重量, 重心距回转中心线（Z坐标）的离Yu为0mm； G斗=120kg 斗杆重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y1为3450mm； G铲=120kg 铲斗重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y2为2550mm； G臂=300kg 动臂重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y3为2129mm； G1=120kg 动臂油缸重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y4为1520mm；

G2=120kg 斗杆油缸重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y5为3150mm；

G3=98kg 铲斗油缸重量， 重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y6为3630mm； G=5600kg 整机重量。整机重心距回转中心线（Z坐标）的距离

Y=∑GiYi/G (2-22) =(1203450+1202550+3002129+1261520+1203150+983630-2401484-2300890)/5600

=-21.28mm

运输状态整机纵向重心距回转中心向后21.28mm

§2.4 小结

本章通过确定液压挖掘机的整机参数，经过一系列的计算，确定了液压挖掘机的整机稳定性，为下文进一步的设计打下了基础，有利于实际生产中的应用。

第三章 底盘的计算

§3.1 底盘数据概述

根据《单斗挖掘机》的底座计算方法[17]，液压挖掘机横向挖掘，选择动臂上、下铰点连线水平，斗杆垂直以铲斗挖掘而挖掘力W1为垂直方向时来作为计算工况（如图3-1所示）

已知数据（机器各部分位置如图3-1）：

图 3-1 挖掘机整机

图示符号的含义：

G12352N 平衡重重量，其重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y1为

1484mm；

G222540N 不包括平衡重及工作装置的平台上部的重量， 其重心距回转中

心线（Z坐标）的距离Y2为890mm；

G323520N 行走装置总重量， 其重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y3

为0mm；

G42940N 动臂重量， 其重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y4为2064mm；

G51234.8N 动臂油缸重量， 其重心距回转中心线（Z坐标）的距离Y5为

1404mm；

G61724.8N 斗杆及连杆、摇杆重量， 其重心距回转中心线（Z坐标）的距

离Y6为3913mm；

G71176N 斗杆油缸重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的 距离Y7为

3188mm;

G84351.2N 铲斗及土重总和, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y8

为3508mm;

G9960.4N 铲斗油缸重量, 其重心距回转中心线(Z坐标)的距离Y9为

4169mm;

W133094.6N 图示位置挖掘力, 其距回转中心线(Z坐标)的距离Yw为

2960mm.

平台及平台上部各部分的重量总和：

G上G1G2G4G5G6G7G8G9

=2352+22540+2940+1234.8+1724.8+1176+4351.2+960.4 =37279.2N

平台及平台上部各力对回转中心水平轴的力矩(包括挖掘力)：

M上GiYi

G4Y4G5Y5G6Y6G7Y7G8Y8G9Y9W1Yw(G1Y1G2Y2)

(294020641234.814041724.8391317631884351.23508960.441693309.462960(2352148422540890)11197701.48Nmm

设

平台及平台上部合力作用点的位置为M点（包括挖掘力），则：

M上（G上W1）r (3-1)

rM1/(G1W1)

111977014.8/(37279.233094.6) 1591.2mm159.12cm

r－平台及平台上部合力作用点到机器回转中心的水平距离. 本底座计算中的单位规定如下：

图形中的长度单位： mm 力的单位： N

质量的单位： kg 力矩的单位： Nm

§3.2 底盘强度计算

§3.2.1 底盘车架的尺寸如图3-2所示

A、B、C、D为底盘在履带架上分支承点。即底盘横梁中心线和履带架中心线的交点。

A1、B1、C1、D1为驱动轮、导向轮在地面的支承点，A1、B1、C1、D1分别在单条履带的中心线上。

AK和A1K1分别为B C、B1 C1的垂线

AK= A Bsin∠A B C= A Bsin(arctan

1520

)=601.5mm 655

A1C1

) (3-3) A1B1

AC

) (3-2) AB

= 655sin(arctan

A1K1= A1B1sin∠A1B1C1= A1B1sin(arctan

1520

)

1990

=1990sin(arctan=1208 mm

图 3-2 底盘车架 (单位:mm)

图 3-3 截面 (单位:mm)

§3.2.2 底架强度计算[20]：

取M作用于A的一边270 mm处是最大受力工况。按A、B、C、三点支承受力平面进行计算。

RAG上/4M上/AK (3-4)

=22540/4+111977014.8/601.5 =191798N

计算取图3-3中的N—N截面和N'—N'截面为危险截面。

： N—N截面的计算 （尺寸如图3-3所示）

133

I(165 x  190  149  172 ) (3-5)

12

31129687.33mm4

Y190/295mm (3-6) MRA27 (3-7)

M/Wx

WxIx/y31129687.33/95327.68cm3 (3-8)

=191798×27/327.68 =15803.7N/cm2

： N'—N'截面的计算（尺寸如图3-4所示）

Y

Ay'/A

(3-9)

图3-4截面 (单位:mm)

Aiyi10(18010113)(

18010113

5)1087.5(18055)

2

9930(15113101805)943(28.5113101805) 28.516(13.5113101805)1296888mm3

A

i

1018810(18010113)1087.5309994316278041mm2

Y'Aiyi/Ai1296888/8041161.284mm16.1284cm (3-10)

Ix(IxiaiAi)

'

2

11

18810310188161.284210(18010113)3101212

180101131

(18010113)(161.2845)2993039930

212

1

(15113101805161.284)29433943(28.5113

12

1

101805216.284)216273_1627(13.5113101805

12

161.284)2

123283757.9mm4

'

Wx'Ix/Y'123283757.9/161.284764.389cm3 (3-11)

图3-2中的M点为（G上W1）合力作用点的位置,  660为滚盘座螺孔中心的分布直径, 1520为两条履带中心线的距离[21]。即底座横梁按简支梁计算的长度，则N＇截面螺孔中心所受的力为： N＇

82.2

RN'G上W1(G上W1)(r)/82.2 (3-12)

2

2254033094.6(2254033094.6)(1591.2

660

)/660 2

161947.263N

MN'

1

RN'1520 (3-13) 4

1

161947.2631520 4



61539959.94Nmm=6153995.994N.cm

NMN/WX (3-14)

'

'

'

6153995.994/764.389 805.0869N/cm2

§3.3 许用应力的选取

根据《单斗液压挖掘机》底架计算，其许用应力按动载荷选用。板厚δ≤16mm时的容许应力为17150N/cm2。很明显，通过对挖掘底座的计算，各部分的应力均小于所选取的许用应力值，所以机器各部分16Mn板材所受的力均能满足强度要

求，且有足够的安全系数。

§3.4 小结

本章主要设计液压挖掘机的底盘，主要计算了底盘的强度，研究了底盘的支撑力，从而提高机器的安全系数，在实际生产中根据需要选择适合的板材，满足生产需要。

第四章 履带行走装置的计算

§4.1 液压马达的输出扭矩和转速

M59VgPmn

g

1.1000

i （马达扭矩） n

Q1000v

V （马达转速） g

Q—流量 Vg—几何排量 p—压差， v—容积效率， mn—机械效率， i—传动比 一档工况：

M1.5943.72050.93

g1

100

53.706 7114N.m

n1

5510000.96

43.7

1208r/min

二档工况：

M.93

g2

1.5922.72050100

53.706 3696N.m

(4-1)

(4-2)

Q =55L/min

Vg=43.7/22.7ml/r 取p205 bar

v0.96

mn0.93 i =53.706 (4-3)

(4-4)

(4-5)

n

5510000.96

(4-6)

行走马达选用 JA3D3000B型 排量：43.7/22.7ml/r 中央末端传动比 i=53.706/1=53.706 一、行走速度为：

V

60n驱tz

1000i

t—链轨节距 t=135mm z—驱动轮有效节数 z =12 驱动轮转速：

n0.96

1

550.043753.706

22.497r/min n2

550.96

0.022753.706

43.3r/min 行走速度：

(4-7)

(4-8)

(4-9)

v1

6022.49713512

2.186km/h (4-10) 6

106043.313512

4.21km/h (4-11) 6

v2

10

二、履带牵引力： 驱动轮半径：

r

t135



260.80mm 2sin180z2sin

18012

一挡工况： 马达的输出转矩：

TVg

1159p1000

mn

159221.543.7

0.93 132.4Nm驱动装置输出转矩：

M1132.453.7067110.67N.m

单边牵引力：

F17110.670.2608027264.84N 一挡牵引力：

2F1227264.8454529.68N54.53kN 取地面附着力：

F附=5600x9.8x0.75=41.16kN 二挡工况：

马达的输出转矩：

TVg

2159p1000

mn

159221.50.93 68.81N.m

驱动装置的输出转矩：

(4-12) (4-13)

(4-14)

(4-15) (4-16) (4-17)

M268.8153.7063695.5N.m (4-18) 单边牵引力：

F23695.50.2608014169.86N (4-19)

二挡牵引力：

2F2214169.8628339.72N28.34kN (4-20)

§4.3 挖掘机爬坡度计算

一、 挖掘机在坡度上行走时(硬路面),其牵引力需要克服: 运动阻力； 坡度阻力（下滑力）； 内部阻力；

根据牵引力的计算，我们知道挖掘机的牵引力大于地面附着力，故计算时以地面附着力为准，另外发动机有足够的动力克服内部阻力，故计算时不考虑内部阻力的影响。

ψGcos+Gsin=Gcos (4-21) 地面阻力系数： ψ= 0 地面附着系数： = 0.8 代入得：=arctan（0.8-0.1）=35°

二、实际爬坡能力由发动机爬坡允许倾角的限制, 按照柴油机的使用要求, 最大允许倾角为30,所以本机最大爬坡度为30



§4.4 行走、下坡制动力计算

挖掘机下α＝30°坡时全速（二挡）行驶计算制动力，风从后面吹来，其驱动轮的主动力有下滑力、制动惯性力、风的合力。 下滑力：

W1＝5600（Sin30°－0.035Cos30°）＝2630.26kgf (4-22) 制动惯性力：

W2＝（5600V2）/t=56004.031000/3600）／3.5 (4-23) ＝1791.1 kgf（制动时间t=3.5秒）

风力：

W3＝50 kgf

W＝W1＋W2＋W3＝4471.2=2×2235.6 kgf (4-24) 每条履带上主动力为2235.6 kgf 履带效率为0.85

P＝2235.6×0.85＝1900.2 kgf 驱动轮上需制动转矩为：

M＝1900.2×0.26080×0.90／53.706＝8.30kg.m (4-25) 行走装置的制动转矩为：

451/53.706=8.4 kgm 制动力矩够。

§4.5 弹簧张紧装置计算：

一、已知：履带节距t=135mm , 单边履带牵引力F单=27.264kN 取： 弹簧直径D=120mm , 弹簧钢丝直径d=30mm 二、弹簧张紧力计算：

P1=1.5xF单=1.5x25.844=40.897 KN (4-26) 压缩后弹簧力计算：

P2=3x F单=3x25.844=81.795 KN (4-27) 弹簧的工作行程：

h>t/4=135/4=33.75mm 取48mmm 三、计算参数如下

P1=40.897kN,P2=81.795kN, (4-28) h=H1-H2=48mm, D=120mm d=30mm, (4-29) 弹簧材料60SiCrVA[τ]=950N/mm2,经喷丸及热处理后强度提高取 [τ]Ⅲ=1150N/mm2 四、弹簧指数计算：

C=D/d=120/30=4 (4-30) 五、弹簧刚度系数：

K=（（4c-1）（4c-4）/）+0.615/c=（（4x4-1）（4x4-4）/）+0.615/4=1.25+0.154=1.404 六、弹簧钢丝直径校核：

d1.6

P2kC/1.6817951.4044/115031.978mm (4-31)

取钢丝直径d=30mm 七、弹簧工作极限负荷计算

p1d3/8kD3.143031150/81.40412072.34kN (4-32)

八、单圈弹簧刚度

p'd=Gd4/8D3=80000304/81203=4687.5N/mm (4-33) 式中：G—材料剪切弹性模数 G=80kN/mm2 九、最大工作负荷P1 、P2作用下单圈弹簧的变形

f'1= P1/P'd=38766/4687.5=8.27mm f2'=P2/P'd=77532/4687.5=16.54mm ΔfW = f2'- f'1=16.54-8.27=8.27mm 十、弹簧有效工作圈数及总圈数

n=h/ΔfW =48/8.27=5.804 取n=6 n0=n+2=6+2=8圈 十一、弹簧刚度

Pd= p'd/n=4687.5/6=781.25N/mm 十二、在P2和P1作用下的变形f2和f1

f2= f2'n=16.5336=99.198mm f1= f'1n=8.2566=49.536mm 十三、弹簧自由长度、压并长度及节距长度 取钢丝间隙：

δ=0.05d=1.5mm 节距长度：

T=d+f2/n+δ=30+99.198/6+1.5=48.033≈48mm 自由长度：

H0=nT+1.5d=648+1.530=333mm 压并长度：

Hb=（n+1.5）d=（6+1.5）30=225mm 十四、在P2和P1作用下的弹簧长度H2和H1

H2=H0-P2/Pd=333-77532/781.25=233.76mm H1=H0-P1/Pd=333-38750/781.25=283.4mm

(4-34) (4-35) (4-36) (4-37) (4-38) (4-39) (4-40) (4-41) (4-42) (4-43) (4-44) (4-45) (4-46)

§4.6 小结

本章主要设计了履带行走装置，履带行走装置主要由导向轮、组合行走架、张紧装置等组成，它主要根据挖掘机的行走速度和牵引力决定，履带行走装置要满足不同的路的情况，故它的设计至关重要。

结 论

本设计主要研究了六吨小型液压挖掘机的整机设计。包括整机参数的计算，整机稳定性计算，整机重心计算，底盘的设计以及履带行走装置的设计等，设计的液压挖掘机解决了液压挖掘机的稳定性，主要是上、下坡时，误操作时挖掘机的稳定性等问题，对实际使用有着重要的意义，但是与已有结果相比较也还存在着一些问题。对工作装置的自由度计算及力分析没有涉及，使得工作装置在实际操作中不同的工况下可能会出现不稳定性，这些在以后的研究中可做就一步探讨。

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［20］李太杰.工程机械底盘理论与性能.北京：人民出版社，1989：61-63

致 谢

在本次毕业设计的设计过程中，我通过图书馆、网上等多种途径查资料，完成了毕业论文的撰写。在此过程中，我得到了杨德芹老师的细心指导及大力支持，对此我对老师表示诚挚的谢意！通过本次毕业设计我学到了丰富的知识和宝贵的经验，这些将为我以后的工作和学习有着很大的借鉴作用，设计中，在我遇到困难时我的同学给我很大的鼓励，大家都毫不保留地探讨设计中的疑问点及自己发现的新方法，在此我向大家表示衷心的感谢！

另外，我还要感谢所有与我共同学习、生活，关心和帮助过我的同学们，你们的支持给了我无比的动力。