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矿用挖掘机的总体设计doc

时间:2019-02-17 04:36 作者:admin 分享到:

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  矿用挖掘机的总体设计 摘 要 挖掘机行业是工程机械行业的排头兵, 关键词:矿用挖掘机 总体设计 工作装置设计 有限元分析 Abstract Excavator industry is the vanguard of the construction machinery industry, large-scale mining excavator can achieve full mechanization, with a high degree of mechanization and automation, fighting capacity, performance and environmental protection, high efficiency, faster progress, good mobility and many other advantages, so it is widely used in broad places like Metallurgy, energy, mining and other aspects of industry. As it is often work in wild and open-air, the negative working environment require various devices excavator with a rational structure, performance, safety and reliability as well as reduce costs as much as possible. Collectivity Design Of 8m Mining Excavator is the important part of the overall design process.Excavator design is according the design specification of the specifications and conditions which required of Design Manual to choice a reasonable models,general layout excavators, machine determine the size of appearance, Boom hinge location identification, reasonable ground pressure than the identification, upgrade, pushing pressure, rotation, the determination of operating motor power, the determination of the minimum turning radius, shovel fighting capacity, productivity, weight and balance calculations and work force analysis, thus to finish the overall design of 8 Cubic meters excavator. This paper describes the domestic and foreign development of excavators status and trends, as well as the composition and structure of the excavators working process., the principle and function of the boom . Using the AutoCAD2006 software to draw the excavators overall layout, the structure of the welding boom and bucket and other part maps. Through the software of catia to estabishment three-dimensional model of strength and then put it into PRO/E to make the finite element analysis. Key words: mining excavators, overall design, Collectivity design finite element analysis 目录 第一章 绪论 1 1.1 机械式挖掘机概述简介 1 1.2 国内外机械式挖掘机发展 2 1.2.1 国外的发展现状及趋势 2 1.2.2 国内的发展现状及趋势 3 1.3 本设计的研究主要内容、目的及意义 4 第二章 机械式挖掘机结构原理 6 2.1 机械式挖掘机结构 6 2.2 机械式挖掘机工作原理 6 2.3机械式挖掘机各部分的构成 7 2.4 动臂结构原理介绍 7 2.4.1动臂整体概述 7 2.4.2 动臂各部分功能概述 8 第三章 工作装置的设计计算 11 3.1概述 11 3.2动臂强度计算 12 3.3平台回转时动臂的强度验算 15 3.4平台回转时动臂强度验算 20 3.5平台回转时斗柄的强度计算 23 第四章 挖掘机稳定性分析及生产效率计算 24 4.1挖掘机最小平衡重计算 24 4.1.1确定允许的最小平衡重 24 4.1.2确定合理的平衡重 26 4.2挖掘机的稳定性计算 28 4.2.1 正常工作时最不利的情况 29 4.2.2 挖掘机在工作面内以最大挖掘力挖掘障碍的情况 29 4.3单斗挖掘机的生产率计算 30 第五章 动臂模型的建立及其有限元分析 32 5.1 CATIA软件简介 32 5.2 CATIA建立动臂模型 33 5.3 动臂有限元分析 34 5.4 结论 34 致 谢 35 参考文献 36 第一章 绪论 1.1 机械式挖掘机概述简介 我国是一个发展中国家,在辽阔的国土上正在进行大规模的经济建设,这就需要大量的土石方施工机械为其服务,而挖掘机是最重要的一类土石方施工机械。挖掘机结构原理正铲工作装置主要★◇▽▼•由动臂、斗柄、铲斗和推压轴组成。 动臂下端铰接于平台上,上端通过滑轮用变幅钢绳保持其固定位置,调节变幅钢绳长短,可调整动臂的倾角。铲斗提升钢绳,下降则靠铲斗自重。为保证挖掘,推压轴能够推出斗柄,斗柄也可以绕推压轴转动。 工作时,钢绳提升铲斗,同时推压轴把斗柄推向工作面。铲斗提升也推压同时动作,在运动中使斗子装满铁矿石,然后离开工作面,回转到卸载处,卸载后再回到工作面开始下一次的挖掘工作。在工作中可以调节斗柄的伸缩量,以调整铲斗位置,以便挖掘或卸载。卸载是打开斗底,铁矿石靠自重卸出。 2.3机械式挖掘机各部分的构成 工作装置 包括挖掘土壤的铲斗和支持铲斗的构件,后者是动臂以及把铲斗和动臂连起来的构件(斗柄、推压机构或钢丝绳等)。 支撑行走装置 支撑整个机体,保证机器的运行,在中小型单斗挖掘机中,用轮胎或双履带行走装置,在大型单斗挖掘机中,用步行式行走装置或四履带、八履带行走装置。 动力装置和传动机构 (提升机构、推压机构、回转机构、动臂起升机构、斗底开启机构)、操纵装置、润滑装置、及其他附属设备。 2.4 动臂结构原理介绍 2.4.1动臂整体概述 动臂一般采用全焊接结构,动臂在满足其功能的前提下,要求其自身重量应足够轻;当挖掘材质坚硬的矿物时,动臂自身重量又应应足够重。为了尽可能较好协调地满足这两方面的要求,现在人们通常采用经过有效锻造后再用回火工艺处理过的高强度合金钢制成合适的板材,经过焊接制成动臂。目前国内外的大型机械式挖掘机如P&H公司生产的2800XP、4100XP,太重生产的WK-27、WK-35大体都采用如图所示的外形,从整体结构来看,它具有对称形式的结构,在空间上关于XC-ZC平面对称。从XC-ZC平面内来看,动臂采用了中心线是直线(支撑踵铰孔-推压轴孔-天轮安装铰孔三者的连线),中部(推压轴孔附近)加强,变断面,下弦突出的鱼腹式结构,这种鱼腹式结构具有很大强度和良好的扭转刚度。从XC-YC平面内来看,动臂是单梁箱形结构,支撑踵的铰轴孔(支撑踵两个铰孔)分开一段距离,以便帮助动臂承受机身回转时所受的惯性力和斗杆作用在动臂上的扭转作用力。 2.4.2 动臂各部分功能概述 2.4.2.1 动臂中部 动臂中部主要有推压轴齿轮箱箱体★-●=•▽的下箱体、推压轴支撑套,推压轴孔支撑板等结构。 推压轴齿轮箱箱体的下箱体和推压轴齿轮箱上箱体相连接配合组成整个推压轴齿轮箱用以安装容纳推压传动部分的所有齿轮,为推压传动齿轮提供良好的工作环境。 推压轴支撑套用于安装推压轴轴承和推压轴等零部件,通过推压轴齿轮箱内的齿轮把动力传递给推压轴,推压轴带动其上所安装的推压齿轮转动,从而使装有和推压齿轮相配合齿条的斗杆产生相应运动。 图 3.2 推压轴孔支撑板主要用于支撑推压轴支撑套,承受由推压齿轮传给推压轴再由推压轴传给推压轴支撑套的力。 2.4.2.2 动臂顶端 图 3.3 动臂顶端有天轮支撑套、小侧板以及绷绳连接孔等结构。天轮支撑套用以安装天轮,在两个天轮支撑套内装上合适的锥形滚轴轴承,然后将天轮安装在其支撑轴上,支撑轴再通过锥形滚轴轴承装到动臂上。小侧板用于增加动臂顶端的强度和刚度,同时也起着将动臂顶端封住,使动臂成为一个完整箱体的作用。小侧板和动臂侧板末端外伸,在小侧板和侧板末端外伸部分的合适位置开出四个绷绳连接孔,用于安装把动臂和A形架相连接的绷绳。 2.4.2.3 动臂根部 动臂根部是动臂和挖掘机机身相连接的部分,这部分主要有两个分开一定距离的支撑踵(参见图3.4),支撑踵分开一定的距离有利于增加机身回转时动臂对惯性力的克服,使动臂和机身的连接更加牢固、安全、可靠。 图 3.4 2.4.2.4 动臂的其他部分 图 3.5 如图3.5,在动臂的内部,沿着动臂的长度方向有一系列有一定间距的横隔板,这些隔板和动臂的上板、下板以及两块侧板焊接在一起。采用这种结构的动臂具有足够的抵抗轴向挠曲和沿轴线垂直方向扭转的能力,并具有很高的强度。为了减轻横隔板的重量从而减轻大臂的重量,将隔板受力极小甚至不受力的中间部分挖空,以达到目的。 在动臂的两侧面下部还有一个小箱体,该小箱体是由高强度和耐磨的合金钢焊接制成,内部也具有相应的小横隔板(如图3.6所示),它的主要作用是动臂在中心轴垂直方向的最远处保持很大的强度和刚度,这样使在动臂整体上得到了刚度大强度好重量也比较轻的效果。同时,耐磨的小箱体能对侧面的斗杆起支撑作用,它拥有的可替换的耐磨侧板可以减少因斗杆的摩擦使动臂产生的摩擦损坏。 图 3.6 小箱体内部结构 第三章 工作装置的设计计算 3.1概述 本次设计为正铲工作装置的设计问题。正铲工作装置主要由★△◁◁▽▼动臂、斗杆、斗子的部件组成。 计算工作装置的强度,首先要确定计算载荷,计算载荷的大小,视其工作位置而定,所以,需要确定工作装置个部分最不利的工作状况,以下简称为工况。确定计算载荷的工况规则是:挖掘机在最重级土壤中工作状况(指设计提出的工作土壤级别),并由△▪▲□△最不利的联合载荷作用。 一般正铲工作装置受力有:斗子滑轮上最大提升力Ftimax;推压轴出最大推压力Ftu;由于斜切矿石或者接通回转机构产生的作用于侧边一个齿上的侧向作用力Fk;在斗齿伤作用的挖掘反力F1,F2。F1只能由提升力Ftimax产生,F2只能由Ftu及斜切矿岩产生。 加长了的工作装置(长臂挖掘机),除了在挖掘,在重斗、斗柄全伸出回转,并以最大角加速度制动时,动臂、斗杆可能发生的危险情况也应定位强度盐酸的工况,同时要考虑动载荷的作用。 在计算工作装置的各部件时,由于采用的工况不同,铲斗提升力和推压力也不同,所以计算载荷的大小要根据船东形式,挖掘机结构及载荷的作用情况而改变。 根据强度计算理论,工作装置的计算可分为以下几个步骤: (1)确定工况 (2)根据工况确定计算载荷的简图,注明各力的作用方向及必要尺寸; (3)各力求值,在工作状态时Ftimax及Ftu由发动机功率求出,而其他各力由受力简图解析求出; (4)确定计算部件最危险断面; (5)确定危险断面上的载荷; (6)求出危险断面上的应力。 3.2动臂强度计算 此种工况为动臂受力最大位置,其受力情况是:斗柄全部伸出,其方向垂直于动臂的中心线,此时铲斗进行挖掘,动臂受力最严重。因为此时推压力和动臂自重造成的弯矩最大,而提升力及变幅钢绳拉力S对动臂造成轴向压力最大;侧向力造成扭力也接近最大值。 按此工况,动臂受力如图: 图 挖掘时动臂受力图 取动臂为脱离体,动臂所受的力有: Q,提升力,对多机驱动取最大提升力; ,与Q相适应的提升卷筒周边钢绳的拉力 ,最大推压力反力,方向朝铲斗,垂直于动臂轴线; ,动臂的重量,作用于动臂的重心处; S,变幅钢绳的拉力 ,,支踵处的支座反力沿x,y轴方向的分力 是铲斗自重,是斗柄自重,挖掘阻力W对动臂的影响不大,可以忽略不计 各力的确定: ,是由已经选出的电机功率确定的 提升电机性能参数: ,,2台。传动比,额定力矩Me=3356.811牛/米,堵转。卷筒直径1.6米,经计算得最大提升力: 931KN 卷筒周边拉力是根据铲斗提升力Q按下式确定: Q=a (N) 式子中: ——滑轮组的效率 a——提升滑轮倍率 取=0.97,a=1,则 ==931KN 铲斗侧齿上作用力用下式计算: = (牛) 式子中 ——回转机构中制动器的制动力矩() ——回转中心到斗齿尖的距离 ,米 i——从制动器回转轴到齿圈的传动比; ——回转机构的效率 式子中 M=66702=13340 (),=15.2799 (),i=267.77,=0.85 则 =1.72 (牛) 变幅钢绳的拉力S,可根据系统平衡方程式计算得到,根据图,对支踵处列平衡方程式,,则得到 解得 式子中 , =,=,=5.956米,=13米,T=650N,=4.61×105 N 代入数值得: S=1.402318 N 3.3平台回转时动臂的强度验算 此种工况下,斗柄全伸出,方向处于水平,斗内装满物料回转。 因为当平台回转启动和制动时,发生离心力,造成动臂的附加载荷,取上述工况是以满载和以最大回转半径为出发点。 对于加长了的工作装置更为重要。 平台回转时动臂的受力情况如图所示: 图 1—2 平台回转动臂受力图 在回转时,挖掘机已•□▼◁▼经停止挖掘,提升钢绳只是支持铲斗,斗中矿石及部分斗柄的重量。此时,提升系统处于制动状态,该系统所受的力有:提升钢绳拉力Q;提升卷筒周边拉力;推压轴处反力,;变幅钢绳拉力S。 为了计算此种情况下整个结构的受力情况,把系统的自重及重量造成的各力与惯性力和离心力造成的各力值分别计算。并以S′表示由自重造成的变幅拉力,S〞表示由离心力造成的变幅拉力;以T1′表示自重造成的在推压轴的水平反力,以T1〞表示离心力造成的推压轴处的水平反力,则总▪•★的推压轴处水平分力和变幅拉力如下: T1=T1′+T1〞 S=S′+S〞 各力求值: 现在根据受力简图,计算静态各力值,列出斗柄的平衡条件,对推压轴处取,忽略f的值,则 解得 Q= 代入数值得: Q=6.7573 N 由于提升钢绳处于制动状态,则作用力可写为 = 综合上面的式子可得 ==6.96 N 式中 —动臂顶部滑轮的效率 以斗柄为脱离体,求推压轴处反力T1′。以水平投影,则 T1′= 解得 T1′=4.785×105 N 求推压轴处另一反力T2(扶柄套对斗柄反力),可对垂直斗柄轴向投影 解得 = 有: = =9.578.3259 N 同理,取动臂为脱离体,对支踵处取,得变幅拉力 + 代入数值得 =1.04 N 下面计算由于离心力而产生的,T1〞 假设动臂,斗柄的质量为沿其长度方向上均匀分布,铲斗及矿物重量当成集中载荷,并作用在铲斗重心处,则铲斗及矿石的离心力为 = 代入数值得: =3.8 N 此力对支踵处的力矩为 = =14.26 N*m 式中 ——平台回转角速度 r、、、f如图所示。 设斗柄的离心力为,则 =1.0 N 此力对动臂支踵处的力矩为 =3.21 N*m 同理,动臂的离心力为 =1.4 N 此力对动臂支踵处的力矩为 =1.06N*m 由上述各离心力对动臂变幅钢绳附加拉力可用=0,求得 =3.1 N 由离力力造成推压轴处反力 =4.1×104 N T1〞为离心力反力,与T1′方向相反,则推压轴处反力为 T1= T1′-T1〞, 代入数据,有: T1=4.9×105N 变幅绳中总拉力为S=S′+S〞。 则总的变幅拉力为 S= =1.04=1.07 (N) 3.4平台回转时动臂强度验算 此种工况下,斗柄全伸出,方向处于水平,斗内装满物料回转,在回转中启动和制动。 因为当平台回转启动和制动时,发生惯性力和离心力,造成动臂的附加载荷,取上述工况是以满载和以最大回转半径为出发点。 ==8.0 N + 代入数值得 =1.04 N 考虑平台在回转起动和制动时惯性力时的动臂强度计算,此时的惯性力是由于铲斗,矿石,斗柄和动臂的质量引起的。 铲斗与矿石产生的惯性力的计算: 把矿石与铲斗的重量看成是集中载荷,作用在铲斗的重心处。此时产生的惯性力为 =4.1×104 N 式中, εmax—平台回转的最大角加速度。 此惯性力对m—m截面造成的力矩为 =4.51×105 N*m 此力矩作用在水平面上,现将其分解为垂直动臂中心线平面上作用的扭矩和通过动臂中心线而垂直于y—y轴平面上的弯矩,则 = = 对于动臂支踵处n—n截面上的扭矩与相同,而弯矩发生变化,其值为 =+ 可见,多了一项由惯性力造成的弯矩。 斗柄惯性力的计算: 我们认为斗柄质量均匀分布在斗柄的全长上,其惯性力为 =2.80×104 N 此力在m—m截面上造成的弯矩为 =1.584×105 N*m 此惯性力矩也作用在水平面内,也要分解为垂直于动臂中心线的平面内的和中心线垂直于y—y轴平面内的弯矩,其值为 = = 而对于支踵处的n—n截面来说,其扭矩不变,仍为;而弯矩发生变化为 =+ 可见,多了一项由斗柄惯性力造成的弯矩。 动臂惯性力作用的计算: 我们认为动臂的质量均匀分布在全动臂长度上,动臂的惯性力为 = 5.11×104 N 此力对m—m截面造成的弯矩为 =2.42×105 N*m 同理,此力对n—n截面造成的弯矩为 =1.81105 N*m 动臂强度验算: 平台回转时动臂强度验算的危险截面为m—m,n—n两截面,在这两个截面上都必须进行垂直平面的离心力、自重所造成的载荷,和水平面内的惯性力所造成的载荷同时作用进行强度验算。 Mpa 在许用应力范围内,故强度条件符合要求。 3.5平台回转时斗柄的强度计算 平台回转中的起动、制动对斗柄的危险工况和计算强度的动臂的工况完全相同,即动臂位于最小倾角,斗内装满矿石,斗柄位于推压轴的高度水平方向,且斗柄全部伸出时发生起动和制动。 由于铲斗自重、矿石重、离心力等造成在垂直平面内的载荷,按计算动臂的方法进行;在水平面内的惯性载荷,则按计算动臂惯性载荷的方法进行。 由于Gd,Gtu,Gb在斗柄支座处产生的横向反作用力F可由下式求得: F=Ftu+Fd+Fb 其中Ftu——由矿石产生的惯性力 Fd——有铲斗产生的惯性力 Fb——由斗柄产生的惯性力 考虑到斗柄推压齿条横向间隙,认为在双梁斗柄中F力由一个斗柄梁来承担,F力使此侧斗柄受弯矩。 除此之外,F力对于推压轴处,还造成一个惯性力矩,此力矩使一个斗柄梁受拉,另一个受压,此拉力▲=○▼为 F==3.4N 由于斗柄的下边缘上,所以在yz平面内产生的附加弯矩 Myz= 在xz平面内m-m截面弯矩为 = 代入数据可得出其m-m截面弯矩为Mxz=3.4×105 N*m 第四章 挖掘机稳定性分析◆●△▼●及生产效率计算 4.1挖掘机最小平衡重计算 4.1.1确定允许的最小平衡重 允许的最小平衡重,同样亦是当工作装置处在对满足第一个转台平衡条件最不利的位置下确定的。这个位置是: 动臂与机器所在水平成最小倾角; 铲斗位于挖掘完了,将要开始回转的位置,斗柄推出量是最大值(q1.5l立方米时用全推出量);q在1.0~1.5立方米时用2/3推出量,q1.0立方米时用1/2推出量)。 假定转台、转台上的机构、平衡重以及工作装置的重力的合力通过n点,此时,前部支撑滚子上的支反力为Fkn=G1+Gbi+Gb+Gd+tu+Gpmin 各重力对n点的平衡力矩方程式为 Gpmin(Rp+En)+G1(R1+En)=Gbi(Rbi-En)+Gb(Rb-En)+Gd+tu(Rd+tu—En) 式中Gb:斗柄重力 Gd+tu:满载斗的重力 Gpmin:允许的最小平衡重 Rd+tu:在计算推出量的条件下,都和土壤重力对oy轴的力臂。 根据方程式Gpmin(Rp+En)+G1(R1+En)=Gbi(Rbi-En)+Gb(Rb-En)+Gd+tu(Rd+tu—En),可求出满足第一个转台平衡条件的允许的最小平衡重 令式中Mn= Mn为在计算推出量的条件下,带有满载斗的工作装置的重力对点n的倾覆力矩,单位为Nm。 则上式可简化为:Gpmin==3.01*N 4.1.2确定合理的平衡重 在工作装置参数,工作装置重力,以及转台制成圆盘尺寸比较合适的条件下,应当是GpmaxGpmin 若得出GpmaxGpmin,这说明支撑圆台轨道尺寸太小,工作装置尺寸过大工作装置过重。 若得出Gpmin0,Gmax0,则说明工作装置过轻或尺寸过小,要适当调整有关参数。 根据第二个挖掘机转台的平衡条件,确定合理的平衡重。当斗柄带空、满斗处于所有可能位置时,转台,转台上的全部机构和工作装置的合力,对中央枢纽有同样的或几乎同等的位移。 合理的平衡重可以根据转台,转台上的所有机构以及工作装置的重力对回转轴心线oy的力矩恒等条件确定,此时应当选用两个力矩的平均值为倾覆力矩。 Mp=(Mj0+Mbi0)/2 式中:Mj0——带有处于计算推出量(但不大于0.75斗柄行程)条件下的满斗的工作装置,对oy轴心线——动臂对同一轴心线的倾覆力矩 对oy轴心线的力矩平衡方程式为GpRp+G1R1-FkxEx= 根据转台平衡的条件知:En=Ex;指点的反左右力将彼此相等。即: Fkx=Fkn FkxEx=FknEn 此时 满足这个条件的平衡重值,可根据Mp=(Mj0+Mbi0)/2求出 Gp==2.71*N 用上述方法求出的平衡重值应当满足条件:GpminGpGpmax 然后用确定在两个极端情况下,转台和工作装置合理的位移的方法,对求得的合理平衡重作最后的检查。这两个极端的情况是: 开始挖掘前的位置,此时铲斗靠在地面上,铲斗的重量Gd和斗柄重量从倾覆力矩中除去; 当装满的颤抖处于计算推出量时(不超过0.75斗柄行程) 转台、转台上的所有机构和处于位置的工作装置的重力的合力 F1=G1+Gp+Gbi 在位置1时,挖掘机回转部分的倾覆力矩用下式确定: M1=G1R1+GpRp-GbiRbi 知道了合力和等效倾覆力矩之后,就可以求出合力对中心轴的位移 当工作装置处于位置2时,挖掘机回转部分的合力、倾覆力矩和位移▲●…△各为: F2=G1+Gp+Gbi+Gb+Gd+tu M2=G1R1+GpRp-GbiRbi-GbRb-Gd+tuRd+tu =1.05 若符合=(1.0~1.1)的条件,就可以把上面求得的平衡重当作最后的也是最合理的平衡重采用之,至于和的偏差,只许大5~10% 。 当不符合=(1.0~1.1)时,就可能有两种情况 =(1.0~1.1),平衡重小,因此要增加它 =(1.0~1.1),平衡中大,因此要减少它 而=1.05,1.05位于1.0 ~ 1.1之间,故平衡重取得较为合适。 4.2挖掘机的稳定性计算 单斗挖掘机的稳定性是保证其正常工作整机不发生倾覆的重要的条件。挖掘机稳定性常以稳定性系数K表示。所谓稳定性系数,就是指挖掘机在某一位置下,赋予倾覆轴线的复原力矩Mj与倾覆Mq之比,显然应该大于1,即: K= 对于机械式单斗挖掘机的稳定性计算,要考虑到两种情况: 挖掘机在行走、回转和▲★-●停止时,只要受到重力、离心力等作用时的稳定性叫做机身稳定性,应满足K的条件。 挖掘机在挖掘作业时,受到土壤对挖掘的反作用力,这是稳定性允许低一些 ,叫做工作稳定性,应满足K的条件。 在设计挖掘机时,必须进行两次稳定性计算。在确定了最大提升力、工作装置的尺寸、估算的各部件的重力和支撑面的面积等基本参数,立即进行稳定性初步计算,这种稳定性计算可以用来校核所取的基本参数。在挖掘机的基本参数、结构尺寸和基本部件的精确计算之后,急性最后的或者检验性的稳定性计算。 在进行稳定性计算时,要考虑动臂所处的位置,有下面三种情况 动臂的方向平行于履带,它的倾覆轴线是两个履带的最前滚轮和土壤的接触点的连线。 动臂垂直于履带,它的倾覆轴线是连接一侧履带支撑滚轮外缘的直线。 动臂处于履带的对角线,此直线与动臂在水平面上的投影相互垂直,并通过前滚轮于履带环之最外接触点,而且=。 以上三种情况,第二种情况最危险,因为a2小于a1和a3,此时的支持极底最小。 正铲挖掘机的稳定性 正铲挖掘机的稳定性,要按以下四种情况进行计算 4.2.1 正常工作时最不利的情况 斗柄最大外伸,相当于挖掘结束,铲斗内装满土,使铲斗离开工作面,推压机构被制动,这时有可能对于轴线发生倾覆,履带下面的支撑面处于水平位置。 Mq=(Gd+Gtu)(m+L3+L0cos 复原力矩Mf=G1(a2+r1)+Gp(a2+Rp)+G3a2 稳定性系数K=间,故此工况下挖掘机可以正常工作。 4.2.2 挖掘机在工作面内以最大挖掘力挖掘障碍的情况 这时挖掘机停在水平地段,以短斗柄(提升绳垂直)进行横向挖掘,动臂倾角为45度,斗空,斗齿作用有△▪▲□△最大的挖掘力,推压力不计入(因推压力使稳定性增加),不考虑动载荷。 由于利用最大提升力使铲斗克服障碍不是经常要求的,挖掘机在这种情况下发生倾覆不是那么危险,按照挖掘机操作规程,对于这种情况司机很注意采取必要的预防措施。因此,稳定性系数可取较小值 ,K1.1。其倾覆力矩和复原力矩的计算和第一种情况相同。 最大提升力的确定,与驱动型式有关,对于单发动机驱动的挖掘机,作为全部供★▽…◇率用于提升,对于多发动机驱动的挖掘机,则按提升机构的发动机堵转力矩计算提升力。此外,还假定铲斗中没有土壤。这样,最大的挖掘力:▼▲ )=1036KN 式中r----带着相应的脚注,表示各力对推压轴的力臂。 挖掘机在上坡和下坡运行时的情况 上坡时,坡度为最大,动臂在运行的前方,动臂倾角为最小,斗柄全部推出,斗靠近地面,逆风而行,计算倾覆力矩和复原力矩是以O4-O4为倾覆轴线度 下坡时,坡度最大,动臂在运动前方,动臂倾角最大,斗柄成垂直状态,顺风而下,取风压为250N/平方米,力臂为h。 由于挖掘机可能在松软的土壤上运行,此时的比压力不均匀,可能发生履带一段下沉而加大了挖掘机的倾斜,因此在上坡和下坡时取K1.2 . 4.3单斗挖掘机的生产率计算 生产率是挖掘机主要经济指标之一,它表示单位时间内铲斗从工作面中挖出并写到运输车辆或卸土堆上的实立方体积,通常以每小时挖得多少立方米为单位。也有以班生产率,昼夜生产率来表示。 理论生产率是指一台挖掘机在“计算条件”下连续工作一个小时所得的生产率。所谓计算条件是指:土壤为“计算土壤”;工作面高度是标准的(对于正铲,工作面高度等于推压轴高度,等于最大挖掘高度的(70~75)%,挖掘半径是平均半径,卸载高度和卸载半径都不大于最大值的90%;工作速度是计算速度;回◆▼转90度而堆弃,而且在挖掘机工作时充分利用机器的可能性,各动作尽可能同时进行。 理论生产率可按下式计算: 其中——理论生产率,[]为; Q——铲斗的几何容积,[q]为 ——每分钟工作循环的理论值,[]为次/min; t——每一工作循环的延续时间,[t] 为s; 每一工作循环的延续时间,可通过下式求得: 则==1100/h 第五章 动臂模型的建立及其有限元分析 5.1 CATIA软件简介 CATIA是基于特征的参数化实体造型系统,它的草图设计区别于传统的 二维绘图技术的关键在于采用了参数化造型系统。传统的 绘图技术都!是用固定的尺寸值定义几何元素,输入的每一条线都有确定的位置和长度,要想修改图面内容,只有原有线条删除后重画。而新产品的开发设计需要多次反复修改,进行零件形状和尺寸的综合协调和优化。对于定型产品的设计,需要形成产品系列,以便针对用户的生产特点提供不同型号的产品。参数化设计可使产品的设计图随着某些结构尺寸的修改而自动修改图形。基于特征的设计是把特征作为产品设计的基本单元,并将机械产品描述成特征的有机结合。特征模型利用高一层次具有过程意义的实体如孔、槽、内腔等来描述零件。 为了缩短产品的设计周期和减少物理样机的弊端 ,提出了在 CATIA 环境中建立电子样机的相关技术,为其他复杂产品在 CATIA 中建立电子样机提供了思路和方法。 CATIA 是由法国 DASSAULT SYSTEMS 公司和 IBM 联合推出的集 CAD/CAM/CAE 于一体的优秀的三维设计系统 ,在机械 ,电子, 航空 ,航天和汽车等行业获得了广泛的应用, 本文就在 CATIA V5的环境中实现迁车台零件的实体造型, 虚拟装配干涉检查 ,运动仿真 ,有限元分析以实现在 CATIA□▪▲□◁◁软件环境中电子样机的设计开发 ,通过模拟实际工作情况, 尽早发现结构设计缺陷和问题 ,提前进行改善和修改 ,从而极大地缩短设计周期。 5.2 CATIA建立动臂模型 5.3 动臂有限元分析 5.4 结论 在铰链孔附近应力变幅较大,最大应力发生在变幅缸与动臂铰接点上方,σmax=18.66 Mpa,最小应力发生在动臂与斗杆连接点之前,σmin=0.46 MPa动臂整体应力分布平缓,最大应力远低于屈服应力,有足够的强度储备;动臂与斗杆接触部位的位移最大,umax=5.81 mm。 参考文献 [1] 阎书文. 机械式挖掘机设计.北京:机械工业出版社,1998 [2] 孔徳文,赵克力.液压挖掘机.化学工业出版社,2007.01 [3] 於仁灵. 矿山机械构造.北京:机械工业出版社,1980 [4] 吉林工业大学. 挖掘机设计, 1986 [5] 太原重机厂. WK-10挖掘机, 1978 [6] 邹十践.中国工程机械将如何创造更大的辉煌.交通世界,2004 No.2 [7] 王新中.国内外矿用挖掘机发展概况.矿山机械,2004.09,P52 [8] 张旭明.露天采矿挖掘机牙轮钻机的现状与发展.世界采矿快报,2000.08 [9] 谭庆昌,赵洪志.机械设计.高等教育出版社.2004.07 [10] 程商.国外挖掘机目前水平及发展动向.农机市场,2004.05 [11] 蒋孝煜.有限元法基础(修订版).清华大学出版社,1992.03,P135~138 [12] 机械工程手册、电子工程手册编辑委员会.机械工程手册(专用机械)[M].机械工业出版社,1997.09第二版 I

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