ex400型液压挖掘机液压系统设计大学毕设论文.doc

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摘要本次设计的主要履内容是挖掘机主要零件及液压系统设计。通过与其它类型挖掘机的分析比较，次种挖掘机的通用性好，应用广泛，当进入松软或沼泽地段作业时，可以通过改变其宽度和长度以及浮式履带的方式来降低接地比压。液压式的挖掘机实现无级调速并且具有较大的调速范围，即使快速运转时也能保持较低且稳定的转速，采用的液压元件可以提高性能，实现平稳的传动，此外它容易操作。本次设计的是中小型液压挖掘机，其是斗容量0.2m3,主要设计挖掘机的工作装置、液压传动原理。设计时，选用了履带式行走装置，来满足其作业要求。上部转台设定成全回转式，所以它可以实现大范围的作业。同时采用的液压传动控制改善了其作业的整体性能。同机械式挖掘机比较，它的工作效率提高了2～3倍，整机的质量大约为5吨，最大卸载高度约为2.65m，挖掘力约为30kN，最大挖掘半径约为5.728m，最大挖掘深度4.2m。通过上述参数，该机的整体性能得到了很大的提高，机重减轻的同时，其作业效率较高，传动稳定，设计的结构更合理可靠。此外，以结构推理为依据，对机器的工作装置进行机构改进和创新。关键词：液压挖掘机；挖掘机构；液压系统 AbstractThisdesignedtopicisthemarchinghydraulicexcavatorexcavationalwithothertypesexcavators,thiskindoftypeexcavatorusedveryuniversalthatbecausehasgoodthroughtheperformance,alsomayusetolengthenswidensaswellasthefloatingtypecaterpillarbandtoreducepressureforthesoftgroundorthebogregion.Thehydraulicexcavatormaincharacteristicis:notonlycanadjuststhesteplessspeedbutalsocanadjustscopeverybig,canobtainalowerstablerotationalspeed,whenactionquickly,thehydraulicpartsproduceinertiasmall,accelerationaltheperformancegood,andmaymakethehighspeedreverse,thetransmissionsteady,structuresimple,mayabsorbattacksandvibrates,theoperationreduceseffort,andtobeeasytorealizetheautomatedcontrol,iseasytorealizethestandardization,theseriation,theuniversalization.Thisdesignedmainparameterisscoopcapacity0.2m3,itislongtothemiddleandsmallscalehydraulicexcavator,mainlydesigntheexcavator，stheworkinstallmentandthehydraulictransmissionprinciple.Inthedesign,usedmarchingwalkedtheinstallmenttosatisfiedrequest.Upsidetheturnplateistheentirerotation,thereofitmayworkinagreaterscope.Andfurtherbecauseusesthehydraulicsteeringtoenabletheentiremachineperformancetoimprove.Comparedwiththemechanicaltypeexcavator,itsexcavationstrengthenhanceto2~3times,theentiremachineweightapproximatelyis5tons,theexcavationstrengthapproximatelyis30kN,thebiggestunloadinghighapproximatelyis2.65m,biggestdiggingdepthis4.2m,thebiggestexcavationradiusapproximatelyis5.728m,thuscanseetheentiremachineworkabilitytohavetheverybigimprovement,notonlyexcavationstrengthbig,butalsomachineweightlight,transmission steadyly,workefficiencyishigh,thestructureiscompact.Moreover,butalsoproposestotheexcavatorworkinstallmentbasedonthestructureinferenceorganizationplaninnovationdesignmethod.Keywords：HydraulicexcavatorExcavationorganization　Hydraulicsystem 目录第一章引言11.1液压挖掘机的工作特点和基本类型11.2液压挖掘机的发展概况21.3本次设计概述31.4反铲装置的工作原理3第二章总体设计方案52.1工作装置设计方案原则52.2液压系统设计方案原则（总体）5第三章挖掘机的工作装置设计73.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式73.2确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置93.3动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择11第四章挖掘机液压系统设计234.1确定液压系统类型234.2液压系统的计算和液压元件的选择234.3液压系统初步计算29第五章工作装置的强度计算355.1斗杆的计算355.2动臂的计算42 结论44参考文献46致谢47 第一章引言以机械传动挖掘机作为基础，液压挖掘机逐渐发展起来。其作业主要是通过铲斗的切削刃将土壤切碎并且装进铲斗，装满后通过铲斗的提升和回转作用，降到卸土位置，铲斗内的土卸空后，将回到原始位置进行下一次作业。所以，挖掘机一种不断完成周期性作业的土方机械。液压挖掘机的用途基本和机械传动挖掘机相同，主要被应用在建筑工程中、水利施工中、铁路与公路建设、军事工程中等，它在土石方施工中发挥了越来越重要的作用，已经成为了不可替代的重要机械设备。液压挖掘机可以使工人从繁重的体力劳动中解放出来，加快了施工的机械化发展，有利于推动我国各项建设事业的发展，已经成为了工程机械的重要组成部分。据相关资料表明，一台液压挖掘机完成的工作量相当于300～400个作业量。可见，液压挖掘机不但提高了生产率，也推动国民经济的发展，对我国的整体发展具有重要意义。1.1液压挖掘机的工作特点和基本类型1.1.1液压挖掘机的主要优点液压挖掘机在动力装置之间采用容积式液压静压传动，即凭借液体的压力完成作业。液压传动与机械传动相比有许多优点。①实现无级调速，并且具有较大的调速范围。②获得较低的稳定转速③当处于快速运转时，使用的液压元件运动惯性小，便于加速，可随时进行调整。④传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操纵省力，易实现自动化控制。⑤易于实现标准化、系列化、通用化。　根据上述液压传动的优点，液压挖掘机具有下列主要特点：（1）提高了机器的挖掘力和牵引力，挖掘机的工作性能呢个得到极大的改善，其工作平稳，结构合理紧凑，具有较高的作业效率。（2）选用的液压系统有效的防止产生过载，操作方便省力，工作安全可靠(3)可以很容易的实现自动化控制，实现元件的最佳匹配，节约能源，对整体工作进行监控和及时的故障诊断。47 　(4)液压元件具有较强的标准化、系列化和通用化，可以实现大批量生产，降低生产成本，提高生产质量。1.2.1液压挖掘机的基本类型及主要特点液压挖掘机品种很多，对其类型的划分有很多种方法。据液压挖掘机主要机构传动类型划分。按照液压挖掘机主要机构的传动形式，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动两种。据行走机构划分按照行走时所选机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式及拖式。在这几种方式里，应用最多的是履带式液压挖掘机，此种挖掘机可以通过任何路面，同土壤间的附着力充足，即使在土质松软或沼泽地带仍可以采用加宽履带的方法来降低接地比压。轮胎式液压挖掘机具有较好的机动性能，并且作业速度快，可行走在多种路面。悬挂式液压挖掘机可以随时装拆，价格较低，将其与轮胎式或履带式拖拉机连接，成功的实现了一机多用。汽车式液压挖掘机一般采用标准的汽车底盘，速度快，机动性好。拖式液压挖掘机依靠拖拉机的牵引行走，自身没有固定的行走传动机构。据工作装置划分按照设计时工作装置的结构不同，有铰接式和伸缩臂式挖掘机。应用较为广泛的是铰接式，此种挖掘机主要通过各构件围绕铰点转动实现作业。伸缩臂式挖掘机多被应用在平整和清理作业，尤其是进行修整沟坡。1.2液压挖掘机的发展概况挖掘机械最早被应用于河道，并在此基础上发展。1796年，英国人首次研究出蒸汽“挖泥铲”，它可以模拟人的动作进行挖土作业。835年，美国研究的“动力铲”应用在修筑铁路，它也是现代挖掘机的起源，发展至今已有170对年。1950年，在德国人的研究下，首台全液压挖掘机由此产生。在科学技术的推动下，越来越多的新技术和新材料都被不断的应用在挖掘机的研究上，特别是电子技术和信息技术的应用提高了作业效率和工作的安全性和可靠性，同时也实现了节能环保的目的。47 1.2.1国外液压挖掘机目前水平及发展趋势很多国外的工业发达的国家对液压挖掘机的研究比较早，其技术先进而且生产线完善。美国、德国和日本的发展尤为迅速，已经占有很大的市场，也是主要生产国。20世纪后期，国外的液压挖掘机生产沿着大型化、微型化发展，产品的性能也越来越好，不但自动化和智能化水平高，而且又高效节能。1.1.2国内液压挖掘机的发展概况我国对的研究起始于1967年，并且成功的研究出WY100、W4－60、WY60等多种挖掘机。20世纪70年代末80年代初，我国成功的研制出WY160和WY250等产品。1994年开始，一大批中外合资、外商独资挖掘机企业先后建立，液压产品的生产也越来越先进。近些年，随着经济的迅猛发展，对液压挖掘机的需求也越来越大，已经形成了挖掘机市场，但是这些多被合资企业和外资企业所垄断，而我国国内的液压挖掘机研究比较落后，同国外存在很大的差距。为了提高我国的挖掘机产业水平，必须要不断呢的创新和学习，掌握先进的制造技术，提高产品的竞争力，争取使我国立于不败之地。1.3本次设计概述本次设计斗容量为0.2m3,全液压履带式挖掘机型号为WY20型，全液压驱动，挖Ⅲ级以下土壤。1.4反铲装置的工作原理液压反铲工作装置如图1－1所示主要包括铲斗液压缸5、动臂1、动臂液压缸2、铲斗6、斗杆液压缸3、斗杆4、连杆7和摇杆8等部分。各个部件间通过铰接的方式连接，调整液压缸的工作行程完成作业中不同的动作。47 动臂1的下铰点通过铰接的方式与回转平台连接，动臂依靠液压缸2支撑，动臂倾角可通过调节动臂液压缸的行程来改变，控制动臂的升起和降落。斗杆4通过铰接的方式固定在动臂的上端，并且可以围绕着铰点转动。通过液压缸5调整斗杆与动臂之间的转角，铲斗6与斗杆4的末端铰接，控制铲斗液压缸5伸缩实现铲斗绕铰点转动，并且通过连杆机构将其与铲斗连接。设计的反铲工作装置可以挖掘地面下土壤，如沟壕、基坑等，通过液压缸的运动来控制挖掘作业的轨迹。反铲装置的工作如下：首先，动臂被放置于挖掘的工作位置然后斗杆及铲斗随之转动，当铲斗装满时，通过动臂的升起铲斗脱离土壤，边升起边回转至卸载位置，此时土壤由转斗卸下，再回转至工作的初始位置准备下一次的循环作业。挖掘的工作位置通过调整动臂液压缸进行调整，通常情况不单独进行挖掘作业。斗杆挖掘的挖掘行程大，但是挖掘力相对较小；转斗挖掘的行程较小，需要有足够的挖掘力才能完成厚度较大的土壤的挖掘作业，保证转斗挖掘结束后铲斗内装满，铲斗液压缸与挖掘力的大小密切相关。图1－1整体式弯动臂47 第二章总体设计方案2.1工作装置设计方案原则设计合理的工作装置应能满足下列要求：①工作尺寸和作业范围符合使用要求。②挖掘力的大小完全能够达到使用要求，并具有一定的优越性。③工作效率尽可能高，作业时间尽量短。④铰点布置、选择结构和截面尺寸形状时尽量保证受力状况好，在满足强度和刚度的条件下，自身重量尽量轻。⑤具有良好的通用性⑥运输和停放便利，行走稳定，保证安全可靠，尽量保证液压缸卸载或减载。⑦作装置液压缸设计应考虑三化。⑧装拆和维修方便，特别是易损件的更替方便。⑨要采取合理措施来满足特殊使用要求。2.2液压系统设计方案原则（总体）2.2.1单斗液压挖掘机作业要求①完成各种主要动作时，机器的阻力与作业速度不断改变。所以，液压缸和液压马达的压力和流量应能随之变化。②为了提高作业效率，减少作业循环时间，工作时的复合动作由液压系统来实现2.2.2对液压系统作业动作要求①挖掘机动臂、斗杆和铲斗既可以单独作业，也可以通过配合作用实现复合作业②保证工作装置的动作与回转平台的回转动作既能单独动作，又能作复合动作，以提高液压挖掘机的作业效率。左、右履带各自驱动，可以灵活行走，原地可以转动，增加挖掘机的机动性。④各机构及液压执行元件应采取防护措施，被妥善保护。47 3.对液压系统基本的要求　①保证有足够的可靠性。②冷却散热系统要尽量灵活耐用，降低系统总发热量，维持系统工作的温度在合理范围内③液压系统具有良好的密封性，安装滤油器和防尘装置。47 第三章挖掘机的工作装置设计3.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式3.1.1确定动臂的结构形式动臂是作业的主要构件，主要包括整体式和组合式直动臂结构简单、轻便、设计合理紧凑，多用在悬挂式挖掘机,如图3－1所示。图3-1整体式直动臂　　本次设计作业条件比较单一，所以选用整体式弯动臂。3.1.2确定斗杆的结构形式斗杆的设计包括整体式和合式两种，设计挖掘机选用整体式斗杆，可以通过更换斗杆或者安装有铰接孔来调整斗杆长度。3.1.3确定铲斗的结构形式和斗齿安装结构（1）确定铲斗的结构形式选定合适的铲斗结构形状和参数可以有效的提高挖掘机的作业效果。铲斗的作业条件和作业对象复杂，很那选择一个铲斗完成所有的作业。为了应对不同的作业状况，并且最大程度的提高工作效率，一般安装不同容量的铲斗在反铲装置。47 铲斗结构形状满足的使用要求如下：a．物料可以再铲斗内自由流动，尽量避免在其内壁设有横向凸缘、棱角等。b．物料可以卸干净。　表3-1反铲斗对比试验结果作业条件铲斗编号铲斗充满时间（s）生产率（10kN/h）效率（%）在页岩中作业铲斗1铲斗219.0540.642.622.6810053.3在砂中作业铲斗1铲斗25.96.3163.5152.710093.3c．铲斗宽度与物料颗粒直径之比应大于4：1，保证铲斗的物料不轻易掉出。d．通过安装斗齿的方式加大铲斗与物料刚接触时的挖掘线比压，能够将阻力较大的物料切碎。（2）确定斗齿安装方式当前，主要有两种斗齿的安装方法。当斗容量≤0.6m3时多采用螺栓连接（图3－2a），斗容量≥0.6m3时时多采用橡胶卡销结构（图3－2b）。本文设计的挖掘机斗容量为0.2m3，因此采用螺栓连接的方式进行斗齿的安装.4.铲斗与铲斗液压缸的连接方式铲斗与铲斗液压缸主要有三种不同的连接形式，分别是：图3－3a为直接连接，铲斗、斗杆与铲斗液压缸组成四连杆机构。图3－3b中铲斗液压缸通过摇杆1和连杆2与铲斗相连，它们与斗杆一起47 图3－2斗齿安装方式组成六连杆机构。图3－3c液压缸活塞杆端接于摇杆两端之间。本设计中选用图3－3b的连接方式。3.2确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置铲斗与铲斗液压缸的连接方式如图3-3所示。图3-3铲斗与铲斗液压缸的连接方式3.2.1动臂油缸的布置动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接，常见的有两种具体布置方式。油缸前倾布置方案，如图3－4所示；油缸后倾布置方案，如图3－5所示。47 图3-4动臂油缸前倾布置方案图3-5动臂油缸后倾布置方案最终本设计采用动臂油缸前倾布置方案。3.2.2斗杆油缸的布置确定斗杆油缸铰点、行程及斗杆力臂比时应该考虑下列因素。①保证斗杆油缸产生足够的斗齿挖掘力。②保证斗杆的摆角范围。铰点位置的需要经过反复计算确定，若发现不合理，应作出适当的修改。3.2.3铲斗油缸的布置确定铲斗油缸铰点应考虑以下因素。①保证转斗挖掘时产生足够大的斗齿挖掘力。②保证铲斗的摆角范围。③铲斗从位置Ⅰ到位置Ⅱ47 时（图3－6），铲斗油缸作用力臂最大，这里能得到斗齿最大切削角度的1/2左右，即当铲斗挖掘深度最大时，正好斗齿挖掘力也最大。实际上铲斗的切削转角是可变的。图3-6铲斗摆角范围3.3动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择3.3.1反铲装置总体方案的选择反铲装置总体方案的选择包括以下方面：(1)动臂及动臂液压缸的布置：确定采用整体式动臂，动臂液压缸的布置为下置式。(2)斗杆及斗杆液压缸的布置：确定用整体式或组合式斗杆，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。前面已确定采用整体式斗杆。(3)确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数=。一般当＞2时，（有反铲取＞3）称为长动臂短斗杆方案，当＜1.5叶属于短动臂长斗杆方案。在1.5～2之间称为中间比例方案。本设计采用中间比例方案,取＝1.8。(4)确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节(5)根据液压缸系统压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要求等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全缩长度之比。一般取47 ＝1.6～1.7，特殊情况时，动臂摆角和铰点布置要求可以取≤1.75，而取＝1.6～1.7，＝1.6～1.7。3.3.2机构自身几何参数图3-7反铲机构自身几何参数的计算简图反铲机构自身几何参数的计算图式及有关符号于图3-7所示。反铲机构具体参数见表3-2。47 表3-2反铲机构自身几何参数表参数分类机　　　　构　　　　组　　　　成铲斗斗杆动臂机体符　　　　号　　　　意　　　　义原始参数l3=QV,l12=MH,l13=MN,l14=HN,l24=QK,l25=KV,l29=KHl2=FQ,l9=EF,l10=FG,l11=EGl15=GN,l16=FNl21=NQl1=CF,l6=CDl7=CB,l8=DFl22=BFl4=CP,l5=CAl17=CI,l19=CTl30=CS,l38=JTl39=JI推导参数α9＝∠NMHα10＝∠KQVα4＝∠EFGα5＝∠GNFα6＝∠GFNα7＝∠NQFα8＝∠NFQα2＝∠BCFα3＝∠DFCα11＝∠CAPα9＝∠TCP特性参数K2=,l3K2=,l3K2=,l3α1＝∠CZFσ=α11K1=备注L2—斗杆长l1—动臂长α1—动臂弯角悬挂式α11＝∠ACU各液压缸运动参数的意义见表3－3。表3－3工作液压缸运动参数表液压缸种类参数意义特性参数参数符号动臂液压缸λ=斗杆液压缸λ=47 铲斗液压缸λ=3.3.3斗形参数的选择（1）铲斗主要参数的选择进行铲斗设计时，主要有四个参数，分别是：斗容量、平均斗宽，转斗挖掘半径和转斗挖掘装满转角（这里令＝）。、及三者与之间有以下几何关系（图3－8）.=　(3－1)其中：=0.2m3(已知)，铲斗斗容量；　—铲斗挖掘半径，单位m；—铲斗斗宽，根据反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围，取＝0.75m；　—铲斗挖掘装满转角，一般取＝90°～100°，取＝95°＝1.658rad把、、代入式(3－1)得：0.2＝××0.75×（1.658－sin95°）×解得：＝0.803m铲斗上两个铰点与的间距（图3－7）太大将影响铲斗传动特性，太小则影响铲斗结构刚度，一般取特性==0.3～0.38,取＝＝0.34，=0.803m,得出=0.273m。当转角较大时取较小值，一般取=95°～115°，取=105°。47 图3-8铲斗主参数示意图（2）斗形尺寸的计算以铲斗的主要参数为依据对斗形的尺寸进行设计计算，设计结果3-9。图中三角形为等腰三角形，段为直线，弧段为抛物线。点至直线的距离为，抛物线定点高度为，一般取＝。斗尖角取值范围一般为20°～30°，斗侧壁角为取30°～50°，包角取108°。常见铲斗斗形参数见表3-1。可以通过改变三角形的形状进而得到不同的形状的斗形。斗形尺寸根据比拟法=0.75m(已知)、=0.803m(已知),得出：　　=0.294m;=0.534m;=0.87;=0.7324m;=0.0706m;=40°;=23°;=108°＝=0.56m.图3-9反铲斗计算尺寸47 （4）初选斗齿的几何形状铲斗的几何形状应对挖掘比阻力达到最小值。铲斗及切削时的主要参数，如图3-10所示，图中铲斗容量q、长度L、宽度B、高度H、切削角α、刃角β和后角γ等参数的选择都对挖掘比阻力有直接影响。斗齿在铲斗上的布置（齿宽和齿距）也是一个重要参数　为使斗侧壁不参与切削，铲斗应装有侧齿。一般齿宽＝0.11=0.11×=0.064m;齿长＝0.26＝0.26×＝0.152m;　齿距为：=(2.5～3.5)=(0.16～0.192)m,取=0.18m斗前臂与切削面的间隙取=0.7=0.0448m又由于铲斗宽度B=0.75m,齿宽与齿距之和为0.064+0.18=0.244m==3.07因此铲斗装有3个齿。设计时应使齿尖锐利，反之会极大的增加挖掘时的阻力。新齿的齿尖设有小的圆弧尖，当不断的工作后，会齿尖变钝。当作业对象为Ⅱ～Ⅲ级土壤，齿尖会急剧变钝，其工作时的挖掘阻力会相应的增加50～100%。因此为了减少超载挖掘的发生，要及时的替换或在刃口部位焊接硬质合金层。斗齿做成楔入式或组合式，以便快速更换和修补。切削阻力会很大程度受到切削角的影响。通常，作业对象为Ⅰ～Ⅲ级土壤时，设定斗切削角为＝20°～35°，硬土作业时取较大值，普通土壤作业时取较小值。一般取切削角为＝30°，本次设计取＝30°，后角不应小于5°，刃角值为25°。图3-10铲斗的基本参数47 3.4动臂机构参数的选择本设计的铲斗容量＝0.2m3,参照国内外液压挖掘机的相关设计标准，确定机重＝5吨。又根据经验公式计算法，参考表1-3机体尺寸和工作尺寸经验系数表，线尺寸参数:=m得出:最大挖掘半径—=3.35×=5.728m；最大挖掘深度—=2.05×=3.505m；最大卸载高度—＝1.55×=2.65m；据统计，最大挖掘半径值一般与++的和值很接近。因此由要求，已定的和可按下列经验公式初选、：　　　　　　　　　　＝　　　　　　　　　　　　　　　　（3-2）　=其中：=5.728m；＝1.8；经计算得出：=1.759m；　　==1.8×1.759=3.166m在三角形CZF中，、和都可以根据经验初选出：　　其中：—动臂的弯角，一般取值范围在120°～140°，本次取＝140°；—前面已算出为3.166m；—动臂转折处的长度比，通常取值＝1.1～1.3，取＝1.2；因此根据公式：可以算出、、＝　　　　　　　　＝　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（3-3）47 ＝arccos()图3-11动臂实际尺寸经计算得出：==1.529m；==1.834m；=17.9°根据不同的情况选取动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比，专用反铲可取＜0.8；以反铲为主的通用机，＝0.8～1.1；斗容量1m3左右的通用机，则可取＝1。本设计中取＝1。的取值对特性参数、最大挖掘深度和最大挖高有影响。基本用作反铲的小型机取＞60°。本设计中取＝70°。斗杆液压缸全缩时=最大（图3－12），常选=160°～180°.本设计中取（）＝170°。图3-12最大卸载高度时动臂机构计算简图由液压缸布置形式决定，（图2-11），动臂液压缸结构中这一夹角较小，可能为零。初定∠BCZ＝5°，根据已知∠CZF＝22.1°，解得∠BCF＝17.1°。由图3-12得最大卸载高度的表达式为+47 （3-4）由图3-13得最大挖掘深度绝对值的表达式为　　　　（3-5）将这两式相加，消去，并令＝＋，＝+-，得到：＋－［--A)］+［-1］=0（3-6）又特性参数：＝　　　　　　　　　　　　　　（3-7）因此　　　　　　＝　　　　　　　　=)（3-8）将上式代入式（3-6）则得到一元函数f()=0。式中和已根据经验公式计算法求出，　　　　　经计算得出：＝29.6°；＝73.5°最后由式（3-5）求为　　　　　＝　　　　　　　（3-9）＝＝0.638m（其中：=3.166m；＝1.759m；＝97.1°）；由于履带总高＝0.32·＝0.547，近似取=0.65m）47 图3-13最大挖掘深度时动臂机构计算简图然后，解下面的联立方程，可求σ和ρ：　　　　　=arcos()=arc()=arcos()=arc()（3-10）于是：　　　==λx（3-11）=σ·经计算得出：＝1.63；＝0.67；=0.952m；＝1.52m；=1.61m得到的结果符合下列几何条件：+=2.36≥；|-︳=0.96≤13.5斗杆机构参数的选择第一步计算斗杆挖掘阻力：通常取斗杆在挖掘过程中总转角=50°～80°,取＝65°，在这转角过程中，铲斗被装满，这时半齿的实际行程为：　　　其中：—斗杆挖掘时的切削半径，；47 　　　取＝＝1.759＋0.803＝2.562m根据下面的公式计算斗杆挖掘时的切土厚度：　　　　　＝斗杆挖掘阻力为：　　　　(3－12)式中—挖掘比阻力，由表0－10①查得，＝20（Ⅲ级土壤以下）　　—土壤松散系数近似值取1.25。　　斗杆与铲斗和之间，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到150°～180°，　　　　　　　　　　　　　　0.866＝　　　　　　计算得：＝＝1.137m　　　把、、、、代入式3-12得　　　　　＝2.48kN第二步计算斗杆液压缸的最大作用力臂。　　　　　　　＝m其中：根据经验公式计算法得出＝13.96kN斗杆液压缸初始力臂与最大力臂之比是斗杆摆角的余弦函数。设,则＝　由图3－13，取，求得47 　　　　　　＝＝1.203m（其中斗杆摆角范围大致在105°～125°，取＝105°）==1.588m3.6连杆、摇臂参数的选择根据铲斗六连杆机构的要求，选出可行的方案：0.27m；0.156m；0.195m；0.312m；0.3m47 第四章挖掘机液压系统设计实现挖掘机基本作业动作，并且以手动控制为主能够实现基本功能所形成的液压系统成为液压挖掘机的基本液压系统。一套完善的液压系统包括动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油五部分。系统中的动力元件即油泵，它的可以将原动机的机械能转化成液体的压力能，以此为整个液压系统提供动力。执行元件的功能是通过液体的压力能向机械能的转换，驱动负载完成直线往复运动或回转运动。控制元件的是对液体的压力、流量和方向起着控制和调节作用。辅助元件指的油箱、滤油器、油管及管接头等部件。液压油主要是对液压系统中能量进行传递的介质。液压系统设计的主要内容是系统设计和液压元件选择。4.1确定液压系统类型液压系统有很多选择类型，通常情况下根据主油泵的数量、功率调节方式和回路的数量进行分类。通过定型产品的调查，本设计选择双泵单回路定量系统，此系统符合了工况要求。4.2液压系统的计算和液压元件的选择4.2.1系统主参数的确定液压系统的主参数包括系统工作压力，流量，以及两者的乘积，系统液压功率。进行设计时，通常首先确定工作压力，流量则根据各执行元件的运动速度来确定。工作压力取值时，需要考虑技术要求、经济效益和制造可能性等三方面。当外负荷确定时，系统压力取值越大，各液压元件的几何尺寸就越小，因此设计的结构更加轻便紧凑，这一点对于大型挖掘机显得更加重要，因此，工作压力尽量取较大值。本设计中由于机重小于15t,液压功率小于40kW，工作压力选用中高压，取16000kPa。4.2.2挖掘机液压缸作用力的确定47 工作装置各油缸作用力有两种作用力，分别是将油缸两腔分别接高低压油路时产生推动机构进行运动的作用力称为主动作用力和作装置工作时作用于闭锁状态（即油缸两腔与高低压油路断开）的油缸上的作用力称为被动作用力本设计中主要有三种油缸：铲斗油缸、斗杆油缸和动臂油缸。根据机器的具体工作情况和工作装置的形式确定油缸作用力的大小。（1）铲斗油缸作用力的确定反铲装置工作时，主要靠转斗挖掘作业，进行铲斗油缸设计时的主要依据是其最大挖掘力。通过参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力，并且根据达到最大挖掘浓度深度时的最大挖掘力来计算铲斗油缸的工作力，如图3－1所示。为了计算方便，设计时不考虑斗和土的质量，同时也忽略各部件和工作机构对作业效率产生的影响，此时铲斗油缸作用力为：=0.24m；　—对铲斗与斗杆铰点的力臂，m；　　　　　—最大铲斗挖掘阻力，N；最大铲斗挖掘阻力为：　　　47 图4-1　铲斗油缸作用力分析式中—土壤硬实密实计打击次数，对Ⅲ级土壤，＝9～15，对Ⅳ级土壤，＝16～35；本设计取＝15。—铲斗的转斗切削半径，单位m；　　　　　　　＝0.803m.　　　　　　—最大转斗挖掘力位置，（°）；前面求得＝47.5°。　　　　　　　—切削刃宽度影响系数，＝1＋2.6b,b为铲斗宽度0.75m；　　　　　　　　　＝2.95m；　　　　　　—切削角变化影响系数，取＝1.3；　　　　　　—斗齿的影响系数，取＝0.75（无齿时取＝1）；　　　　　　—前边斗齿对地面倾斜角度的影响系数，取＝1.15；得出：＝57.455kN因此把＝57.455KN、=0.24m、＝0.705m代入式4－1得：=168.77kN47 此时斗杆及动臂油缸均处于闭合状态，斗杆油缸闭锁力应满足　　　　　　　　　　≥式中　—斗杆油缸闭锁力对斗杆与动臂铰点的力臂，参考图4－1由CAD得出＝0.42m；　　　—对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得＝2.565m；　　—对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得＝0.98m；—挖掘阻力的法向分力，取＝（0.1～0.2）＝5.7455～11.491kN,取＝8.5kN；　　　　　　　因此≥400.7kN动臂油缸闭锁力应满足：≥式中　—动臂油缸闭锁力对铰点的力臂，＝0.638m；　　　—对动臂下铰点的力臂，＝5.255m；　　　—对铰点的力臂，＝0.3m；　　　　　　　因此≥478.7kN（2）斗杆油缸作用力的确定当挖掘机作业时为斗杆挖掘，其最大的挖掘力取决于斗杆油缸。当动臂置于最低位置时即为斗杆油缸最大作用力，如图3－2所示。47 图4-2　斗杆油缸作用力分析同铲斗油缸计算相同，此时斗杆油缸作用力为：　　　　　＝　　　　　　　　　　　　　　　　(4－2)式中：　—由CAD做图得，＝2.07m；　　—由CAD做图得，＝0.36m；　　　得出：＝330.34kN而此时铲斗油缸及动臂油缸处于闭锁状态，所以铲斗油缸闭锁力应满足　　　　　≥式中：　—由CAD做图得，＝0.8m；　　—由CAD做图得，＝0.42m；　得出：≥109.438kN动臂油缸闭锁力应满足：　　　　　≥式中：　—由CAD做图得，＝4.52m；47 　　　　—由CAD做图得，可忽略不记；　　　　—由CAD做图得，＝0.638m得出：≥407.05kN　斗杆最大挖掘力也受到挖掘机稳定性条件的限制。（3）动臂油缸作用力的确定工作时的最大提升力也就是动臂油缸的作用力，此力根据将装满土壤的铲斗提升至最大卸载距离位置进行卸载来确定，如简图4－3所示，此时动臂油缸作用力为：　　　　　　　　　　(4－3)式中：　　—铲斗及其装载土壤的重力，N；　　　　　—斗杆所受重力，N；　　　　　—动臂所受重力，N；　　　　　—铲斗质心到动臂下铰点的水平距离，m；—斗杆质心到动臂下铰点的水平距离，m；—动臂质心到动臂下铰点的水平距离，m；图4-3　动臂油缸作用力分析由CAD做图＝1.155m；＝3.33m；＝4.72m；由比拟法得出:=2.23kN；＝1.79kN；＝20＋0.86＝20.86kN[其中斗内土重=20kN,铲斗重=0.86kN]；47 把、、、、、、0.61m代入上式得：　　　　=281.57kN4.3液压系统初步计算液压挖掘机的主要参数如下：　　　　　　机械总重　　　　　　　　　　　　　5t　　　　　　动臂液压缸推力　　　　　　　　　　281.57kN斗杆液压缸推力　　　　　　　　　　330.34kN　　　　　　铲斗液压缸推力　　　　　　　　　　168.77kN　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　4.3.1工作装置传动计算　　采用定量泵，系统工作压力kPa工作液压缸缸径根据液压缸推力决定，假定液压缸到液压缸的压力损失＝500kPa,液压缸回油背压＝1000kPa，液压缸大小腔作用面积之比为（为大腔作用面积，为小腔作用面积），根据公式　　　　　　　＝0.1（16000－500）－0.1×1000　　　　　　　　＝1500求得：动臂液压缸：＝281.57kN　　　　　　　　＝＝15.46㎝取系列值16㎝斗杆液压缸：＝330.34kN　　　　　＝＝16.75㎝　　　　　　　　　　　　取系列值17㎝47 铲斗液压缸：＝330.34kN　　　　　＝＝11.97㎝　　　　　　　　　　　　取系列值12㎝假设在不合流情况下，动臂与斗杆液压缸的伸出速度为9cm/s,铲斗液压缸的伸出速度为12cm/s，则根据公式　　　　　　＝式中　—液压缸的容积效率，取0.98　　当动臂液压缸单独动作时所需流量　9＝110.73L/min　　当斗杆液压缸单独动作时所需流量　9　＝125.01L/min当动臂液压缸单独动作时所需流量　12＝83.05L/min因此，各泵流量均取系列值125L/min、125L/min、100L/min动臂液压缸实际的伸出速度：　　＝=11.56m/s斗杆液压缸实际的伸出速度：47 　　＝=9m/s铲斗液压缸实际的伸出速度：　　＝=14.45m/s　根据计算初选CB－FA18C－FL（C）型齿轮双泵，排量18.32ml/r,额定转速1800r/min,最高转速2400r/min,额定压力14MPa,最高转速17.5MPa4.3.2行走机构传动计算假定履带行走装置终传动链轮节距0.15m，齿数21，两齿跨一节距，则链轮转速　　　　　　＝＝21.2r/min终传动链轮与行走马达间的传动比100，则马达转速　　　　　　　　　　　＝100=2120r/min左、右履带每侧都安装有行走马达，此行走装置的总牵引力是机重的80%，所以每条履带的牵引力为：＝0.4×10×5000　＝20000N作用在链轮上的扭矩为：　　　　　　　　＝＝　　　　　　　　　＝4820N·m式中：　　—链轮节圆直径（＝0.482m）。行走马达的输出转矩为：　　　　　　47 　　　　　　＝53.5N·m式中：　　—行走传动的机械效率，取0.9。假定取行走马达两腔压力差＝15000kPa,则行走马达排量：　　　　　　　　　　　=23.6mL/r式中：—液压马达机械效率，取0.95。左、右履带分别安装了排量23.6mL/r的高速马达，因此计算每个马达所需流量为：　　　　　　＝　　　　　　　＝61L/min式中：　—液压马达容积效率，取0.98。　　根据计算初选CM－D32C－FL型液压马达，排量33.64ml/r,额定转速1800r/min,最大转速2400r/min,额定进口压力10MPa,最大进口压力14MPa，额定转矩53.5N·m。4.3.3回转机构传动计算假定转台以上总转动惯量N·m·s2,回转角加速度＝0.35rad/s2,则挖掘机回转部分惯性阻力矩　　　　　　＝25000×0.35　　　　　　　　＝8750N·m假定回转支承阻力矩　　　　　　＝1000N·m则总阻力矩：　　　　　　＝＋＝8750＋1000　　　　　　　　　　＝9750N·m根据回转速度转/分，回转机构传动比200，算出回转马达转速　　　　　　200×10=2000r/min回转马达输出力矩：47 　　　　　　　　　　　　　＝51.32N·m式中：　　—回转机构效率，取0.95。通过计算后可以知道回转马达的、和行走马达的、基本相同，因此二者选用同型号的马达。4.4.4液压泵参数选择和发动机功率计算根据以上计算，选用工作压力kPa,流量125L/min定量泵两台。发动机输出功率　　　　　　＝　　　　　　　＝78.4kW式中：　　泵的总效率，取0.85　　4.4.5主油管管径和油箱容量根据系统压力确定主管路的油液流速，中高压时流速为5～7m/s,取m/s；高压时流速为7～12m/s，取10m/s。本文设计时取m/s，以此计算主油管管径。定量泵：动臂液压缸油管管径：　　　　　　＝=1.34㎝　　　　　　　　　　　　　取＝1.5㎝斗杆液压缸油管管径：　　　　　　＝=2.3㎝　　　　　　　　　　　　　取＝2.5㎝铲斗液压缸油管管径：　　　　　＝47 =1.07㎝　　　　　　　　　　　　　　取＝1.2㎝油箱容量可以取为液压泵总流量的1～2倍，假定取1.5倍，则定量系统油箱容量：　　　　　＝1.5×2×125＝375L将上述结果列表比较如表四：表四定量系统油箱项目定量系统项目定量系统工作压力（kPa）总流量（L/min）发动机功率（kW）动臂液压缸缸径（cm）斗杆液压缸缸径（cm）16000125×278.41617铲斗液压缸缸径（cm）动臂液压缸主油管管径（cm）斗杆液压缸主油管管径（cm）铲斗液压缸主油管管径（cm）油箱容量（L）121.52.51.237547 第五章工作装置的强度计算工作装置是本文设计的重点，也是作业的重要部件，因此对此进行强度校核计算。首先，应该根据各部件的工作状况进行分析，并且找到作业时某个构建的最大应力，以此为依据进行校核计算。5.1斗杆的计算弯矩是影响斗杆强度强度的主要因素，因此根据工作时挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩进行计算。其计算位置可按以下条件确定：按反铲装置作用力分析的电算结果选定。近似计算时，一般取以下两个位置：计算位置Ⅰ（图5－1），条件为：（1）动臂液压缸完全收缩（2）斗杆液压缸作用力臂最大（3）斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；（4）侧齿遇障碍作用有横向力。此时，工作装置的受力有工作装置各部分的重量（铲斗重，斗杆重和动臂重），作用于斗侧齿上的挖掘阻力（包括切向力为，法向分力和侧向力）。按对铰点的力矩平衡方程＝0求得　　　　　　　　　　　(5－1)式中：—由图5－1画图得，＝0.766m；47 图5-1　斗杆计算位置Ⅰ—由图5－1画图得，＝0.3m；—由图5－1画图得，＝0.423m；—由图5－1画图得，＝0.268m；—由图5－1画图得，＝0.142m；把、、、代入式5－1得：　　　求得：＝41.718kN闭锁力决定了法向阻力，设定工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点的力矩平衡方程＝0求得：　　　　　　　　　(5－2)式中：—动臂液压缸的闭锁力，＝286kN；　　　—工作装置各部分重量对点的力矩之和，相应的力臂值由47 图5－1确定为：　　　　　—由图5－1画图得，＝1.36m；　　　　　—由图5－1画图得，＝1.99m；　　　　　　　　—由图5－1画图得，＝1.1m；—由图5－1画图得，＝0.325m；—由图5－1画图得，＝3.16m；—由图5－1画图得，＝2.05m；把、、、、、代入式5－2得：　　　　　＝4.15kN取斗杆（带斗）为隔离体，列出对铰点力矩平衡方程＝0，可求得斗杆液压缸作用力（被动状态）。一般情况下，此力与其闭锁力值（按该液压缸闭锁压力决定）相近。　　　　　　　　　　　　　　　（5－3）式中：—由CAD做图得，=0.46m；　　　　—由CAD做图得，=1.56m；　　　　—由CAD做图得，=0.766m；　　　　—由CAD做图得，=1.39m；　　　　—由CAD做图得，=0.49m；把、、、、代入式5－3得：　　＝0.46[41.718(1.56+0.766)+0.86×1.39＋2.23×0.49]　　　解得：＝45.69kN铲斗边齿有作业障碍时，横向挖掘阻力由回转机构的制动器承受，回转平台的制动力矩决定了此力的最大值，有公式计算：　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（5－4）47 式中：　—横向阻力与回转中心间的距离,由CAD做图得，=1.28m；　　　　—回转平台制动器可承受的最大力矩，＝4925.3N·m。把、代入式（5－4）得：=3.848kN计算位置Ⅱ（图5－2），条件为：1)动臂位于动臂液压缸对铰点有最大作用力臂处；2)斗杆液压缸作用力臂最大；3)铲斗斗齿尖位于、两铰点连线的延长线上，或铲斗位于发挥最大挖掘力位置（图5－2中Ⅱ′位置）；4)正常作业时挖掘阻力相对铲斗对称分布，无侧向力作用。此时工作装置上的作用力仅为工作装置的自重及斗齿上的作用力及。作用力的分析方法同上。切向阻力：　　法向阻力：横向挖掘阻力：　图5-2　斗杆计算位置Ⅱ47 通过CAD画图得：—由图5－2画图得，＝0.423m；—由图5－2画图得，＝0.29m；—由图5－2画图得，＝0.14m；—由图5－2画图得，＝1.52m；　　　　　—由图5－2画图得，＝2.225m；　　　　　　　　—由图5－2画图得，＝1.36m；—由图5－2画图得，＝0.56m；—由图5－2画图得，＝2.8m；—由图5－2画图得，＝0.45m；—由图5－2画图得，=0.46m；　　—由图5－2画图得，=1.56m；　　　　　　　　—由图5－2画图得，=0.77m；　　　　　　　　—由图5－2画图得，=1.39m；　　　　　　　　—由图5－2画图得，=0.49m；　　　　　　　　—由图4－2画图得，=1.22m；通过计算得出：　　　　　＝63.51kN；　　＝6.45kN；　　＝4.037kN；根据以上位置的斗杆作用力分析，便可作出斗杆的内力图。对于计算位置Ⅰ，斗杆内力图包括斗杆轴向力，斗杆平面内、外的弯矩、和剪力、，以及扭矩；对于计算位置Ⅱ或Ⅱ′，斗杆内力侧仅有，、。斗杆受载荷最严重的那一侧，危险断面为m-m。作用在这个截面中心上载荷有：47 图5-3　斗杆受力图力可对斗齿取力矩平衡方程式来解得：　==2.87kN垂直平面内的弯矩（y-z平面内）＝=81.35kN通过斗杆中心垂直于yz平面的xz平面中的弯矩为：==0.8kN·m沿斗杆轴向拉力为：　　　　　47 ==39.25kN这样斗杆危险断面上正应力为：　　　　　==83MPa<式中：—许用应力，取＝0.85；　　　—斗杆梁的断面积。设计时，应该按照危险断面上的内力进行整体稳定验算，其应力值为：　　　　式中：—截面对x-x轴、y-y轴的抗弯断面系数；—斗杆梁横断面的毛面积；—中心压杆许用应力折减系数，可根据斗杆梁的细长比来定。按下式求出：　　　　　　　　＝==3.34上式中用下式求出　　　　　　　　＝==527式中：　　—斗杆的计算长度；　　　　—计算截面的最小回转半径；　　　　—计算截面的最小转动惯量；因此斗齿截面上的应力：　　　　　　　　σ＝82.45MPa≤对于承受扭力的单梁方型断面斗杆，还要计算其扭力矩：47 　　　　　　　=63.51×0.4＋4.037×0.18　　　　　　　　　＝26.13kN·m其扭曲应力为：　　　　　　　==120.97MPa≤式中：、—单梁方型断面相应边壁厚中心线距；　　　　　　—最薄处的壁厚。经验算，该斗杆符合要求。5.2动臂的计算根据作业时动臂可能出现的最大载荷的位置进行动臂的强度计算，通常的计算位置包括：动臂计算位置Ⅰ（图5－3），条件为：（1）动臂位于最低（动臂液压缸全缩）；（2）斗齿尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点三点位将支座点产总反力铵两支座三个座标方向分解。支座总反力分解为和并平均分配作用于两支座。横向力引起动臂的弯矩和扭矩可用支座反力和的形式来代替：　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（5－5）　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（5－6）式中：—支座处的横向弯矩；—支座处的扭矩（即）；由于动臂支座内的侧向间隙，横向力可能同其中一个分支座（左边或右边的）来承受。47 这样，距动臂支座的截面的内力可按下列各式求得：垂直平面内的弯矩：横向弯矩：　　　　轴向力：　　　　　考虑按曲梁进行验算，即在弯曲平面内的应力按下式计算：　　　　　　　　　　　（5－7）式中：　—断面积；　　　　—断面弯曲处的曲率半径；　　　　—重心至计算点的距离，该点在曲率中心与断面重心之间为负，反之为正；、　　　　—断面形状及曲梁曲率有关系数；＝(积分范围由断面中心轴至最边缘点)对简单的几何图形（矩形圆形等）为无穷级数，可以近似计算之，一般用替代，则动臂计算位置Ⅱ，条件为：（1）动臂位于动臂液压缸作用力臂最大值处（）；（2）斗杆液压缸作用力臂最大（3）铲斗发挥最大挖掘力位置，进行正常挖掘。此位置相当于斗计算位置Ⅱ′，工作装置上的作用力亦相同。动臂的内力图，包括轴向力，动臂平面内的弯矩，剪力；平面外的弯矩，剪力和扭矩。47 结论参阅了大量的文献和资料，分析比较了国内各大小挖生产厂家的挖掘机，通过这些分析比较得到了设计时有用的数据及参数，最终确定本文设计的挖掘机斗容量为0.2，整机总重5吨，属于小型液压挖掘机。设计了挖掘机的工作装置和液压系统，完成设计后确定了能够满足挖掘机作业的使用要求，同时还能实现复合动作。本文计算和分析了工作装置的基本尺寸和油缸挖掘力，分析了液压系统，通过分析得出了各液压元件的参数，并以此为基础对液压缸进行了计算和校核。通过这次毕业设计，我进一步巩固了大学四年所学的专业知识，学会了怎样快速高效的查找资料文献，提高了分析计算和工程画图的能力，培养了严谨的分析思维和不断克服困难的能力。47 PerorationRefertothealargenumberofdocumentsanddata,comparativeanalysisofthesizeofthedomesticdiggingexcavatormanufacturers,throughtheanalysisoftheseiscomparedwiththatobtainedbythedesignofusefuldataandparameters,andultimatelydeterminethedesignofexcavatorbucketcapacityof0.2
,thewholeweightof5tons,belongtosmall-sizedliquidpressureexcavator.Designtheexcavatorworkdeviceandthehydraulicsystem,afterthecompletionofthedesigndeterminedtomeettherequirementsoftheexcavatorisworking,butalsocanrealizethecompoundaction.Thispapercalculatesandanalyzesthebasicsizeoftheworkingdeviceandthehydrauliccylinder,analyzesthehydraulicsystem,throughtheanalysisoftheparametersofthehydrauliccomponents,andonthebasisofthecalculationandcheckofthehydrauliccylinder.Throughthisgraduationdesign,Ifurtherconsolidatetheuniversityfouryearsofprofessionalknowledge,learnhowtoquicklyandefficientlysearchliterature,toimprovetheabilityofanalysisandcalculationandengineeringdrawing,cultivatetherigorousanalyticalthinkingandcontinuetoovercomedifficulties.47 参考文献［1］曹善华，余涵.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，1980.［2］孔德文，赵克利.液压挖掘机.北京：化学工业出版社，2007.［3］高衡，张全根.液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，1981.［4］阎书文.机械式液压挖掘机.北京：机械工业出版社，1982.［5］天津工程机械研究所.单斗液压挖掘机.北京：中国建筑工业出版社，1976.［6］张铁.液压挖掘机结构、原理及使用.东营：石油大学出版社，2002.［7］左健民.液压传动与气压传动.华中科技大学出版社，2000.［8］王为，汪建晓.机械设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.［9］东北工业学院.机械零件设计手册（第二版.上册）.北京：冶金工业出版社，1983.［10］成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2002.［11］吴相宪，王正为，黄玉堂.实用机械设计手册.徐州：中国矿业大学出版社，1993.［12］唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学.中国矿业大学出版社，2001.［13］上海煤矿机械研究所.液压传动设计手册.上海：上海人民出版社，1976.［14］唐经世，高车安.工程机械.北京：中国铁道出版社，1996.［15］李兆铨，周明研．机械制造技术（上册）．北京：中国水利水电出版社，2005.［16］周星元，梅顺齐．机械制造技术（下册）．北京：中国水利水电出版社，2005.［17］杜迪生，张永惠.挖掘机电气传动与故障诊断.北京：冶金工业出版社，1994.［18］张饮良.挖掘机液压原理及拆装维修北京：化学工业出版社，2010.47 致谢在此课题设计过程中，要特别感谢我的导师王志成老师的指导与督促，同时感谢他的谅解与包容。没有他的帮助也就没有今天的这份设计。从毕业设计选题到资料收集，到设计、画图、修改，到最后的成型，王老师给予了我耐心指导与无私的帮助。王老师有严肃的科学态度，严谨的治学精神和精益求精的工作作风，这些都是我所需要学习的，感谢李老师给了我这样一个学习机会，谢谢！在课题进展中，还得到了许多可敬的师长、同学、朋友的指导和帮助，在些，一并表示表示诚挚的谢意。最后衷心感谢百忙之中抽出时间评阅和答辩的各位老师。谢谢！47