【正文】 合和運動速度，力求效率高，液壓元件容易制造或購置，此外，還要保證工作安全可靠，操作簡便，造價低廉和便于檢修。因此，必須充分了解所設計挖掘機的工作條件、負荷大小與變化、動作特性、元件配套和三化要求等。 確定液壓系統(tǒng)類型挖掘機的液壓系統(tǒng)類型很多，習慣上是按主油泵的數(shù)量、功率調(diào)節(jié)方式和回路的數(shù)量來分類。一般有六種基本形式：單泵或雙泵單回路定量系統(tǒng)；雙泵雙路定量系統(tǒng)；多泵多路定量系統(tǒng)；雙泵雙路分功率調(diào)節(jié)變量系統(tǒng)；雙泵雙路全功率調(diào)節(jié)變量系統(tǒng)；多泵多路定量、變量混合系統(tǒng)。另外，按液流循環(huán)方式的不同，還可分為開式與閉式兩種系統(tǒng)。根據(jù)參考定型產(chǎn)品，選擇雙泵單回路定量系統(tǒng)可以滿足工況要求 液壓系統(tǒng)的計算和液壓元件的選擇 系統(tǒng)主參數(shù)的確定系統(tǒng)工作壓力 ，流量 ，以及兩者的乘積，即系統(tǒng)液壓功率 是pQyN液壓系統(tǒng)的主參數(shù)。在系統(tǒng)設計中，往往是先選定工作壓力 ，然后根據(jù)p各執(zhí)行元件的運動速度，來確定流量 。系統(tǒng)工作壓力 要根據(jù)技術(shù)要求、經(jīng)濟效果和制造可能性等三方面來p確定。在外負荷已定情況下，系統(tǒng)壓力選得愈高，各液壓元件的幾何尺寸就越小，可以獲得比較輕巧緊湊的結(jié)構(gòu)，對大型挖掘機來說，更為重要，所以，一般應盡可能選取較高的工作壓力。但是，壓力的選擇還要考慮制造、裝配、密封、維修等因素，壓力太高，密封要求也高、制造維修困難，增大了液壓振動與沖擊，影響了元件壽命和可靠性，此外，壓力增高太多，元件與管道的壁厚相應增加，尺寸與重量的減少率交款愈來愈小?，F(xiàn)有單斗液壓挖掘機所用工作壓力有：1．中高壓　壓力小于 20220kPa,常用于機重小于 15t，液壓功率 40kW以下的小型機。2．高壓　　壓力小于 32022kPa，是目前 15t 級以上的中型、大型機最普遍采用的壓力等級，根據(jù)目前生產(chǎn)水平，壓力再進一步提高，經(jīng)濟上不能帶來相應的優(yōu)越性。3．超高壓　壓力超過 32022kPa，很多液壓元件需要專門制造，采用這種壓力等級的只占挖掘機總數(shù)的 10%左右。本設計中由于機重小于 15t,液壓功率小于 40kW，工作壓力選用中高壓，取 16000 kPa。?p 挖掘機液壓缸作用力的確定工作裝置各油缸作用力的分析和確定是液壓挖掘機工作裝置設計的重要內(nèi)容之一。顯然，各油缸的作用力應保證工作裝置在挖掘過程中，斗齒有足夠的挖掘力，以及保證在卸載時能把滿斗土壤舉升到最大幅度和高度所需的舉升力。工作裝置各油缸作用力有以下兩種情況。①當油缸兩腔分別接高低壓油路時產(chǎn)生推動機構(gòu)進行運動的作用力稱為主動作用力（簡稱作用力或者工作力） ，其最大值取決于該油路的工作壓力和油缸直徑（活塞作用面積） 。②工作裝置工作時作用于閉鎖狀態(tài)（即油缸兩腔與高低壓油路斷開）的油缸上的作用力稱為被動作用力，其最大值則取決于該油缸油路的過載溢流閥壓力和承載活塞面積。當油缸作用力大于外載荷的作用力的時候，該油缸便無回縮現(xiàn)象；否則由于過載溢流閥打開而溢流，便使油缸發(fā)生回縮。確定工作裝置各油缸的作用力和可能產(chǎn)生的被動作用力后，便可以按照選定的液壓系統(tǒng)的工作壓力確定油缸所需的缸徑以及過載溢流壓力。油缸的行程則由工作裝置機構(gòu)方案所確定，它與工作裝置的結(jié)構(gòu)方案及鉸點位置有關(guān)，而機構(gòu)方案也決定了各油缸在主動和被動狀態(tài)下的作用力。液壓挖掘機工作裝置上設置的油缸主要有三種：鏟斗油缸、斗桿油缸和動臂油缸。這些油缸作用力的確定，則取決于工作裝置的形式和工作情況。①鏟斗油缸作用力的確定反鏟裝置在作業(yè)過程中，當以轉(zhuǎn)斗挖掘為主時，其最大挖掘力為鏟斗油缸設計的依據(jù)。初步設計時按額定斗容量及工作條件（土壤級別） ，參考有關(guān)資料可初選斗齒最大挖掘力，并按反鏟最主要的工作裝置—最大挖掘濃度深度時能保證最大挖掘力來分析確定鏟斗油缸的工作力。此時計算位置為動臂下放到最低位置，鏟斗油缸作用力對鏟斗與斗桿鉸點有最大力臂，如圖 4－1 所示。為了簡單，可以忽略斗和土的質(zhì)量，并且忽略了各構(gòu)件質(zhì)量及連桿機構(gòu)效率影響因素，此時鏟斗油缸作用力為：　　　　　　　　 gdclFmax1?式中　　　 —鏟斗油缸作用力對搖臂與斗桿鉸點的力臂（此位置為搖臂gdl長度） ， =；gdl　　　　　 — 對鏟斗與斗桿鉸點 的力臂，m；clmax1FC　　　　　 —最大鏟斗挖掘阻力，N；a最大鏟斗挖掘阻力為：　　　 ??170)cos1( ???XZABDkRF?　　　式中 —土壤硬實密實計打擊次數(shù)，對Ⅲ級土壤， ＝9～15，CC對Ⅳ級土壤， ＝16～35；本設計取 ＝15。C —鏟斗與斗桿鉸點齒尖距離，即鏟斗的轉(zhuǎn)斗切削半徑，Dm；　　　　　　　 ＝　　　　　　 —挖掘過程中總轉(zhuǎn)角的一半，即最大轉(zhuǎn)斗挖掘力位置，max?（176。） ；前面設計已得出 ＝176。max?　　　　　　　 —切削刃寬度影響系數(shù)， ＝1＋,b 為鏟斗寬度BkBk；　　　　　　　　　 ＝；B　　　　　　 —切削角變化影響系數(shù)，取 ＝；AkAk　　　　　　 —斗齒的影響系數(shù)，取 ＝（無齒時取 ＝1） ；z z zk　　　　　　 —前邊斗齒對地面傾斜角度的影響系數(shù)，取 ＝；Xk X得出： ＝為了簡單，可以忽略斗和土的質(zhì)量，并且忽略了各構(gòu)件質(zhì)量及連桿機構(gòu)效率影響因素，此時鏟斗油缸作用力為：　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　　 (4－1)gdclmax1?式中　　　 —鏟斗油缸作用力對搖臂與斗桿鉸點的力臂（此位置為搖臂gdl長度） ， =；gdl　　　　　 — 對鏟斗與斗桿鉸點 的力臂，參考圖 4－1，由 CAD 得clmax1FC出 　＝；c　　　　　 —最大鏟斗挖掘阻力，N；max1 圖 41　鏟斗油缸作用力分析最大鏟斗挖掘阻力為：AlA==′ 097lgA== lgB==　　　 ??170)cos1( ???XZABDkRCF?　　式中 —土壤硬實密實計打擊次數(shù)，對Ⅲ級土壤， ＝9～15，對CⅣ級土壤， ＝16～35；本設計取 ＝15。 —鏟斗與斗桿鉸點齒尖距離，即鏟斗的轉(zhuǎn)斗切削半徑，Dm；　　　　　　　 ＝　　　　　　 —挖掘過程中總轉(zhuǎn)角的一半，即最大轉(zhuǎn)斗挖掘力位置，max?（176。） ；前面設計已得出 ＝176。max?　　　　　　 —切削刃寬度影響系數(shù)， ＝1＋,b 為鏟斗寬度BkBk；　　　　　　　　　 ＝；B　　　　　 —切削角變化影響系數(shù)，取 ＝；AkAk　　　　　 —斗齒的影響系數(shù)，取 ＝（無齒時取 ＝1） ；z z zk　　　　　 —前邊斗齒對地面傾斜角度的影響系數(shù)，取 ＝；Xk X得出： ＝因此把 ＝、 =、 ＝ 代入式 4－1 得：max1gdlcl =而這時斗桿及動臂油缸均處于閉鎖狀態(tài)，斗桿油缸閉鎖力 應滿足?gF　　　　　　　　　　 ≥?gFgBll??2max1式中　 —斗桿油缸閉鎖力 對斗桿與動臂鉸點的力臂，參考圖 4－1gBl ?g由 CAD 得出 ＝；gBl　　　 — 對斗桿與動臂鉸點 的力臂，由 CAD 做圖得 ＝；Blmax1F Bl　　 — 對斗桿與動臂鉸點 的力臂，由 CAD 做圖得 ＝；?2 ? —挖掘阻力的法向分力，取 ＝（～）2F＝～,取 ＝；max1F　　　　　　　因此 ≥?g 動臂油缸閉鎖力應滿足：≥?bF525max1llA??式中　 —動臂油缸閉鎖力 對鉸點 的力臂， ＝；5l ?b5l　　　 — 對動臂下鉸點 的力臂， ＝；Amax1AA　　　 — 對鉸點 的力臂， ＝；?l2F?l　　　　　　　因此 ≥?b②斗桿油缸作用力的確定圖 42　斗桿油缸作用力分析當挖掘機以斗桿挖掘時，其最大挖掘力則由斗桿油缸來保證。斗桿油缸最大作用力計算位置為動臂下放到最低位置，斗桿油缸作用力對斗桿與動臂鉸點有最大力臂，即對斗桿產(chǎn)生最大力矩，并使斗齒尖和鉸點 在C、B一條直線上，如圖 4－2 所示。與前面推導鏟斗油缸作用力一樣，忽略各構(gòu)件及斗中土壤質(zhì)量和連桿機構(gòu)效率的影響，此時斗桿油缸作用力 為：gF　　　　　 ＝ 　　　　　　　　　　　　　　　　 (4－2)gFBlmax1式中：　 —由 CAD 做圖得， ＝；Bl　　 —由 CAD 做圖得， ＝；ggBl　　　得出： ＝l3lA=2maxlC==A而此時鏟斗油缸及動臂油缸處于閉鎖狀態(tài)，所以鏟斗油缸閉鎖力 應?dF滿足　　　　　 ≥?dFgdClmax1式中：　 —由 CAD 做圖得， ＝；Cl C　　 —由 CAD 做圖得， ＝；gdgdl 　得出： ≥?dF動臂油缸閉鎖力 應滿足：?b　　　　　 ≥?d32max1lA??式中：　 —由 CAD 做圖得， ＝；Al A　　　　 —由 CAD 做圖得， 可忽略不記；? ?l　　　　 —由 CAD 做圖得， ＝ 5 得出： ≥?dF 　斗桿最大挖掘力也受到挖掘機穩(wěn)定性條件的限制。當以斗桿油缸進行挖掘時，由于其作用力臂的變化、結(jié)構(gòu)自身的影響以及鏟斗相對斗桿位置的變化，其斗齒挖掘力也隨之變化。③動臂油缸作用力的確定動臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升鏟斗內(nèi)裝滿土壤的工作裝置至最大卸載距離位置進行卸載來確定，其計算簡圖 4－3 所示，此時動臂油缸作用力為： 　　　　　　　　　　 (4－3))(15bAgdAtb lGllF??式中：　　 —鏟斗及其裝載土壤的重力，N；dtG　　　　　 —斗桿所受重力，N；gG　　　　　 —動臂所受重力，N；b　　　　　 —鏟斗質(zhì)心到動臂下鉸點 的水平距離，m；dAl A —斗桿質(zhì)心到動臂下鉸點 的水平距離，m；g —動臂質(zhì)心到動臂下鉸點 的水平距離，m；bAl由 CAD 做圖 ＝； ＝； ＝；gAldAl查表 2－7 ① 由比擬法得出: =； ＝；bGg＝20＋＝ [其中斗內(nèi)土重=20kN,鏟斗重=]；dtG把 、 、 、 、 、 、 代入上式得：AlgbAlgdt?5l ）＋＋ (301???F　　　　 = R9ldA===圖 43　動臂油缸作用力分析 液壓系統(tǒng)初步計算　　小型履帶式液壓挖掘機的主要參數(shù)如下，根據(jù)不同形式的液壓泵和壓力進行初步計算?！　　　　　C械總重　　　　　　　　　　　　　5t　　　　　　動臂液壓缸推力　　　　　　　　　　 斗桿液壓缸推力　　　　　　　　　　　　　　　　鏟斗液壓缸推力　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 工作裝置傳動計算　　采用定量泵，系統(tǒng)工作壓力 kPa160?p工作液壓缸缸徑根據(jù)液壓缸推力決定，假定液壓缸到液壓缸的壓力損失 ＝500kPa, 液壓缸回油背壓 ＝1000kPa，液壓缸大小腔作用面積之比1p1為 （ 為大腔作用面積， 為小腔作用面積） ，根據(jù)公式02A?0A　　　　　　　 021.)(.ppF??＝（16000－500） －1000 0A　　　　　　　?。?500 A求得：動臂液壓缸： ＝　　　　　　　　 ＝ ＝㎝1504?D?? 取系列值 16㎝斗桿液壓缸： ＝　　　　　 ＝ ＝㎝15042?D??　　　　　　　　　　　　取系列值 17㎝鏟斗液壓缸： ＝　　　　　 ＝15043?D??＝㎝　　　　　　　　　　　　取系列值 12㎝假設在不合流情況下，動臂與斗桿液壓缸的伸出速度為 9cm/s,鏟斗液壓缸的伸出速度為 12cm/s，則根據(jù)公式　　　　　　 ＝vAQ106??vD41062?式中　 —液壓缸的容積效率，取 ?　　當動臂液壓缸單獨動作時所需流量　 9?1Q???＝ L/min　　當斗桿液壓缸單獨動作時所需流量　 9　2＝ L/min當動臂液壓缸單獨動作時所需流量　 12?2Q???＝因此，各泵流量均取系列值 125L/min、125L/min、100L/min動臂液壓缸實際的伸出速度：　　 ＝Avv601????=斗桿液壓缸實際的伸出速度：　　 ＝AQvv60122????=9m/s鏟斗液壓缸實際的伸出速度：　　 ＝AQvv60133????= 　根據(jù)計算初選 CB－FA18C－FL（C）型齒輪雙泵，排量 ,額定轉(zhuǎn)速 1800r/min,最高轉(zhuǎn)速 2400r/min,額定壓力 14MPa,最高轉(zhuǎn)速 行走機構(gòu)傳動計算假定履帶行走裝置終傳動鏈輪節(jié)距 ，齒數(shù) 21，兩齒跨一節(jié)?t?z距，則鏈輪轉(zhuǎn)速　　　　　　 ＝ ＝???終傳動鏈輪與行走馬達間的傳動比 100，則馬達轉(zhuǎn)速　　　　　?i　　　　　　 ＝100 =2120r/min?左、右履帶各裝一個行走馬達，設行走裝置總牽引力等于機重的 80%，則每條履帶的牽引力為：＝105000G104.??F?。?0220N作用在鏈輪上的扭矩為：　　　　　　　　 ＝ ＝　　　　　　　　?。?820Nm式中：　　 —鏈輪節(jié)圓直徑（ ＝） 。行走馬達的輸出轉(zhuǎn)矩為：　　　　　　 ??＝?i　　　　　?。絤式中：　　 —行走傳動的機械效率，取 。假定取行走馬達兩腔壓力差 ＝15000kPa,則行走馬達排量：p?　　　　　　 0??＝??ΔpMq　　　　　　　= mL/r式中： —液壓馬達機械效率，取 。??左、右履帶各裝一個排量 ，每個馬達所需流量　　　　　　 ＝vnqQ?10???　　　　　　?。?1 L/m