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節(jié)能液壓挖掘機的液壓系統設計
引 言
由中國工程機械工業(yè)協會挖掘機械分會在組織制定的新的挖掘機國家標準（初稿）中提出小型挖掘機的定義，即整機重量小于等于13T的履帶式或輪式挖掘機統稱小型挖掘機，其中整機重量小于6T的挖掘機稱之謂微型挖掘機。小型挖掘機主要由結構件總成、覆蓋件總成、行走裝置、回轉裝置、液壓系統、動力系統、電器系統和空調裝置等8大部分構成其中最為關鍵核心的是液壓系統和動力系統。
小型挖掘機主要用于小型土石方工程、市政工程、路面修復、混凝土破碎、埋設電纜、自來水管道的鋪設、園林栽培及河道河溝清淤工程。小型挖掘機具有中型挖掘機的多項功能，又具有運輸、能耗、靈活性、適應、高效率等方面的優(yōu)勢，非常適用于空間狹小的施工場地作業(yè)，小型挖掘機以后可適用于高空挖掘作業(yè)，可以對參與高層建筑施工。
我國小型挖掘機市場發(fā)展速度非?？捎^，是帶動我國工程機械行業(yè)特別是挖掘機行業(yè)發(fā)展的一股重要力量，也是推動我國挖掘機行業(yè)利潤增長的主要力量支撐，有著舉足輕重的地位。小型挖掘機以其小巧、靈活、多功能、高效的獨特優(yōu)勢，日益成為土方工程應用的理想設備，用戶需求不斷擴大。國內外企業(yè)風起云涌地進入中國小型挖掘機市場，說明小型挖掘機行業(yè)經濟效益可觀，發(fā)展前景遠大。
第1章 緒 論
1.1 中國小型挖掘機市場現狀
自20世紀90年代以來，中國經濟快速發(fā)展，中國工程機械行業(yè)也步入了快速發(fā)展期。近幾年來，小型工程機械作為后起之秀，在施工中，開始部分取代中大型機械的位置，受到用戶的普遍歡迎。目前，我國小型挖掘機市場正處在高速發(fā)展階段。隨著我國城鎮(zhèn)化進程向深度和廣度的發(fā)展，道路和市政設施的修繕維護及城市小型工程項目的增多，其工程業(yè)務量占社會施工總量的比重越來越大。據測算，一臺10噸位小型挖掘機的作業(yè)效率可以替代30～50個勞動力，極大地降低了施工成本和管理成本，使得多功能小型挖掘機的需求量不斷上升。
在中國，挖掘機市場市場十年來幾乎平均每以30%速度遞增，從1995年2503臺到2004年48921臺，凈增19.54倍。2004年全國進口液壓挖掘機18670臺、出口液壓挖掘機2749臺，2005年國產挖掘機28812臺，同比增長4.3%，進口挖掘機18017臺，同比減少3.5%，出口挖掘機3839臺，同比增長36.43%（其中6噸及以下小挖出口1345臺，同比增長77.9%）。中國成為名副其實的世界最大的市場之一。目前，中國挖掘機行業(yè)已成為中國工程機械行業(yè)增長最快的機種了，有舉足輕重的地位。但行業(yè)中產銷量80%為日、韓、美等外資所占有，主要外資企業(yè)有：日立、小松、神鋼、斗山、現代、卡特、特雷克斯、利勃海爾、阿特拉斯、沃爾沃等世界著名大企業(yè)。還有一些世界小型挖掘機專業(yè)企業(yè)如：日本久保田、竹內、石川島、洋馬、小橋、長野等、美國凱斯、山貓、英國JCB、德國雪孚等許多世界廠商也開始挺進中國市場。
從全球范圍看，小型挖掘機產業(yè)已經處于市場成熟期，需求量穩(wěn)定并呈現緩慢上升趨勢。隨著中國、印度等發(fā)展中國家經濟的快速發(fā)展，工程機械市場也日趨好轉，世界知名工程機械廠商為了降低制造成本，增強市場競爭力，逐漸將生產制造環(huán)節(jié)轉移到這些生產成本較低的國家，實現當地生產、當地銷售，并開始進入全球市場的供應體系。
從國內市場看，中國挖掘機行業(yè)經過10余年的快速發(fā)展，以外資企業(yè)占主導地位的中國中大型挖掘機市場格局日漸穩(wěn)定，已經成為世界最大的挖掘機生產國和消費國之一。樂觀預計，5年之后中國挖掘機的年均需求量將達到100,000臺。但是小型挖掘機產業(yè)仍然處于市場導入和發(fā)展初級階段，需求正在持續(xù)快速的增長。目前小型挖掘機僅占中國全部挖掘機銷售量比例的20%，而5年后這個數字預計將達到40%，產銷量達到近40000臺。這樣中國小型挖掘機產業(yè)將同其他消費品產業(yè)一樣，用10年的時間走完歐美等發(fā)達國家30年的市場之路。
挖掘機是工程機械的標志性產品，部分中國工程機械企業(yè)也正以小挖為突破口，進軍挖掘機產業(yè)，并由此擴展到其他小型工程機械。中國挖掘機產業(yè)基本走出了宏觀調控帶來的不利影響，而且產品結構和區(qū)域結構發(fā)生了顯著的變化。小挖產業(yè)近兩年的需求變化也說明這一點。
1.2 挖掘機的類型
挖掘機械的類型與構造型式繁多，可按照挖掘工作原理與過程、用途、構造特征等進行劃分。
按照挖掘機的作業(yè)過程；可分成周期作業(yè)式和連續(xù)作業(yè)式閥類．凡是挖掘、運載、卸載等作業(yè)依次重復循環(huán)進行的挖掘機為周期作業(yè)式，各種單斗挖掘機都屬于這一類。凡是上述作業(yè)同時連續(xù)進行的挖掘機為連續(xù)作業(yè)式，各種多斗挖掘機以及滾切式挖掘機、隧洞掘進機等屬于這一類。通常簡稱單斗挖掘機與多斗挖掘機兩類。
挖掘機的行走裝置型式有：履帶式、輪胎式、汽車式、步行式、軌道式，拖式等。履帶式與輪胎式采用廣泛。步行式主要用于剝離型挖掘機，此外還有浮式（船舶式）挖掘機，專用于水下采掘或港口疏浚（單斗或多斗）。
單斗挖掘機工作裝置的型式很多，常用的基本型式，對于機械傳動的挖掘機有：正鏟、反鏟、拉鏟、抓斗和起重吊鉤等，如圖1.1所示。對于液壓傳動的挖掘機有：反鏟、正鏟、抓斗、裝載和起重裝置等，如圖1.2所示。
圖1.1機械式單斗挖掘機工作裝置主要型式 圖1.2 單斗液壓挖掘機工作纏置主要型式
a)正鏟；b）反鏟；c)拉鏟；d)抓斗 a）反鏟；b）正鏟或裝載；c）抓斗；d）起重
1.3 小型挖掘機的特點
小型挖掘機價格低、質量輕、保養(yǎng)維修方便，具有獨特優(yōu)勢。由于其小巧、靈活、多功能和高效率等特點，極受用戶的歡迎。
第一，廣泛的適用性。小挖體積小，機動靈活，非常適用于城鎮(zhèn)的各種管道開挖、基礎施工、公用事業(yè)以及房屋維修等作業(yè)。小挖緊湊的體積、特殊的設計使其能夠在大型挖掘機無法施工的環(huán)境中進行作業(yè)。
第二，鮮明的作業(yè)特點。小型挖掘機適合狹窄區(qū)域作業(yè)的最主要的特點就是其特殊動臂和斗桿的設計。小型挖掘機的動臂是與機身鉸接的，這就使其能夠在一個很大的范圍內進行擺動。同時，這也使得挖掘機能夠便于在墻壁或是圍墻的旁邊進行挖掘作業(yè)。小型挖掘機的橡膠履帶有助于減少挖掘機施工時對狹窄施工范圍內的景觀區(qū)域以及道路的損壞。
第三，便于運輸和轉移作業(yè)場地。小挖便于各個施工現場間的轉移，無需大型拖車或是重型卡車來進行運輸，小型的運輸工具就可將其運載。這樣不但能夠方便運輸，還可以大大降低機器的運輸費用。
第四，投資回報率高。小挖的價格便宜，成本回收快。以6噸級小挖為例，美歐日品牌機的價格在40萬左右，韓國的機器價格在32萬左右，國產機器價格在30萬～32萬左右；而20噸級的中挖價格在70萬～100萬左右。
1.4 液壓挖掘機基本結構和其選擇
單斗液壓挖掘機是一種采用液壓傳動并以一個鏟斗進行挖掘作業(yè)的機械。它是在機械傳動單斗挖掘機的基礎上發(fā)展而來的，是日前挖掘機械中重要的品種。它的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃(通常裝有斗齒)切削土壤并將土裝入斗內，斗裝滿后提升、回轉至卸土位置進行卸土，卸空后鏟斗再轉回并下降到挖掘面進行下一次挖掘。當挖掘機挖完一段土后，機械移位，以便繼續(xù)工作，因此，是一種周期作業(yè)的自行式土方機械。
單斗液壓按掘機為了實現上述周期性作業(yè)動作的要求，設有下列基本組成部分：工作裝置、回轉機構、動力裝置、傳動操縱機構、行走裝置和輔助設備等。因而常又把這類機械概括成由：工作裝置、上部轉臺和行走裝置三大部分組成。挖掘機的基本性能也就決定于各組成部分的構造和性能。
液壓挖掘機與機械挖掘機的主要區(qū)別在于傳動裝置的不同，以及出于傳動的改變而引起的工作裝置機構形式的不同。液壓挖掘機的液壓傳動系統由液壓泵、液壓馬達、液壓缸、控制閥及油管等液壓元件組成。并且采用液壓分配器及各種控制閥來控制各機構的運動。
圖1.4 液壓挖掘機的基本組成及傳動示意圖
1— 鏟斗；2—斗桿；3—動臂；4—連桿；5、6、7—液壓缸
Ⅰ—挖掘裝置；Ⅱ—回轉裝置；Ⅲ—行走裝置
液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理，而各部分的運動則通過液壓缸的伸縮來實現。
挖掘作業(yè)時，接通回轉機構液壓馬達，轉動上部轉臺，使工作裝置轉到挖掘地點，同時操縱動臂液壓缸，小腔進油液壓缸回縮，使動臂下降至鏟斗接觸挖掘面為止，然后操縱斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。斗裝滿后，將斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸停動并操縱動臂液壓缸大腔進油，使動臂升離挖掘面，隨之接通回轉馬達，使斗轉到卸載地點，再操縱斗桿和鏟斗液壓缸回縮，使鏟斗反轉進行卸土。卸完后，將工作裝置轉至挖掘地點進行第二次循環(huán)挖掘工作。
第2章 液壓挖掘機的總體設計
2.1 設計方案的確定
2.1.1 挖掘機型式的確定
本設計采用單斗液壓挖掘機，其工作裝置采用反鏟裝置，行走裝置采用履帶式，回轉裝置采用液壓馬達驅動。
2.1.2 單斗液壓挖掘機的特點
單斗液壓挖掘機由于采用了液壓傳動裝量而使其在結構、技術性能和使用效果等方面與機械傳動的單斗挖掘機相比具有很多特點，其優(yōu)點綜合敘述如下：
1．技術性能提高，工作裝置品種擴大。單斗液壓挖掘機與同級機重的機械挖掘機相比挖掘力約提高一倍，液壓挖掘機最大挖掘力可達機重的1/2，而機械挖掘機只達機重的1/4。
2. 操作簡便﹑靈活。采用的液壓伺服（先導閥）操縱，手柄操縱力小于20N，而機械挖掘機操縱力達80～200N；主操縱手柄為2個，故操縱輕便司機的勞動強度大為減輕；駕駛室與機棚完全隔開，噪音減小﹑視野良好，振動減輕，改善了司機的工作條件。
3. 傳動性能改善，工作平穩(wěn)﹑安全可靠。采用液壓傳動后能無級調速且調速范圍大；能得到較低的穩(wěn)定轉速；液壓元件的運動慣性較小并可作高速反轉。
4. 簡化結構﹑減少易損件﹑機重小。同級的液壓挖掘機可比機械挖掘機總重量減輕30～40％。
5. 液壓元件易實現標準化﹑系列化﹑通用化。便于組織專業(yè)化生產，進一步提高產品質量﹑減低成本。也便于產品的更新換代。
6. 機構布置合理緊湊。由于液壓元件采用油管連接，各機構部件之間相互位置不受傳動關系的影響限制，布置可較靈活﹑合理﹑緊湊。
7. 易于實現自動化。便于與電﹑氣動聯合組成自動控制和遙控系統。
2.1.3 所選機型的適用范圍
主要用于小型土石方工程、市政工程、路面修復、混凝土破碎、埋設電纜、自來水管道的鋪設、園林栽培及河道河溝清淤工程。小型單斗液壓挖掘機具有中型挖掘機的多項功能，又具有運輸、能耗、靈活性、適應、高效率等方面的優(yōu)勢，非常適用于空間狹小的施工場地作業(yè)。
2.2 液壓挖掘機的主要參數的確定
2.2.1 總體設計的主要內容
根據學校指導老師提出的液壓挖掘機設計任務的有關，在充分調查研究基礎上首先進行液壓挖掘機的總體設計工作。總體設計主要內容有：
① 分析或擬定設計任務書，確定設計思想原則，并提出整機結構方案的初步設想；
② 液壓挖掘機主要參數的確定；
③ 液壓挖掘機各主要機構的結構方案確定；
④ 各主要機構作用力、速度、功率等分析計算；
⑤ 液壓系統的設計；
⑥ 液壓挖掘機的平衡、穩(wěn)定、生產率以及其他總體特性的分析計算等。
通過總體設計對所設計的液壓挖掘機作出初步全面的規(guī)劃，提出有關數據、資料、總體草圖等為進一步設計、分析計算提供基礎。
2.2.2 小型液壓挖掘機的主要參數
小型液壓挖掘機的主要參數（或稱基本參數）有以下幾類：
① 發(fā)動機參數，如發(fā)動機額定功率、轉速等。
② 液壓系統參數，如主泵的流量、壓力等。
③ 主要性能參數，如整機工作質量、主要部件質量、鏟斗容量范圍或標稱鏟斗質量、挖掘機、牽引力等。
④ 尺寸參數，如工作尺寸、機體外形尺寸和工作裝置尺寸等。
其中最主要的參數有三個，即斗容量﹑機重和發(fā)動機功率。因為通過這三個參數可以從使用要求﹑技術指標和技術經濟指標﹑動力裝置的配備﹑國際上統一的標準以及傳統習慣等方面反映液壓挖掘機的級別，故有主參數之稱。如：斗容量直接反映挖掘機的挖掘能力和效果，據此選擇施工配套的運輸車輛，而土石方工程量也以體積計算。機械式挖掘機一般就以斗容量作為挖掘機分級的主要標志，液壓挖掘機也有采用標準斗容量作為分級標志的。但也有認為，液壓挖掘機工作裝置多，同一機械可以設有多種不同斗容量的鏟斗（按土質不同及施工尺寸要求），故斗容量分級不夠明確。發(fā)動機功率反映了機械的動力級，與其他參數有函數關系，如定量系統挖掘機0.1m3斗容量約需功率12～15kW，影響挖掘機的性能，故也可作為挖掘機分級標志，但也有認為由于液壓系統不同，輔助設備能耗不同，或功率儲備不同，以功率分級亦不妥。機重則直接反映了機械本身的重量級，它對技術參數指標影響很大，因挖掘機挖掘能力的發(fā)揮﹑功率的充分利用﹑機械的穩(wěn)定性都要以一定的機重來保證，因此機重反映了挖掘機的實際工作能力，可用作標志。
我國液壓挖掘機標準所定的定義為：
1. 標準斗容量：指挖掘Ⅲ級或容重為18000N/m3的土壤時，鏟斗堆尖時的斗容量（m3）。為充分發(fā)揮挖掘機的挖掘力，對于不同等級的土可以配備相應不同斗容量的鏟斗m3。
2. 機重：是指帶標準反鏟或正鏟工作裝置和標準行走裝置時的整機工作質量（t）。
3. 發(fā)動機功率：指發(fā)動機的額定功率（12小時工作），即正常運轉條件下本身消耗以外的輸出凈功率（kW）。
2.2.3 選擇確定液壓挖掘機主要參數的基本依據
首先確定標準斗容VR =0.25m3。
整機質量直接反映了液壓挖掘機本身的重量等級，對其他技術參數影響較大，如挖掘力的發(fā)揮、發(fā)動機功率的充分利用、作業(yè)的穩(wěn)定性等都要以一
定的整機質量來保證，所以設計時需要先將其確定。在標準斗容、挖掘力、工作尺寸等參數的設定中，不同廠家會根據其各自的理念和方案，針對某一特定的挖掘環(huán)境及客戶要求對參數進行優(yōu)化設計，這自然會導致同一噸位挖掘機的相應參數呈現出一種“百花齊放”的狀態(tài)，但是通過對這些基本參數進行統計分析顯示，從整體上講，這些參數的數據走向有一定的規(guī)律可以遵循。
2.3 整機參數確定
1 標準斗容與整機質量關系
下文中斗容定義采用SAE（美國汽車工程師協會）標準。
標準斗容VR如公式(2-1)所示。
VR = VS + VE (2-1)
式中 VS ——平裝斗容。鏟斗前后壁、側壁以及平裝面所包容的物料體積，m3；
VE ——平裝面以上的物料以45°安息角堆積的體積，m3。
圖1所示為整機質量與標準斗容的統計數據散點圖。
圖 2.1 標準斗容與整機質量關系
由圖2.1可以看出，斗容數據點分布大致接近線性函數分布,但是在實際的曲線擬合過程中，要分別對數據點用線性函數、多項式函數、冪函數、指數函數、對數函數等函數類型進行擬合，然后對擬合方程進行近似精度比較，即比較方程中y與x的相關系數R2與1的接近程度，越接近1說明精度越高，最終選擇相對精度高的函數作為所求曲線函數。
標準斗容與整機質量的擬合曲線經分析比較以后選擇線性函數形式，曲線方程如公式（2-2）所示。
y=5×10-5x-0.0618 (2-2)
式中 y——標準斗容，m3；x——整機質量，㎏。
由圖1看出，擬合曲線和實際數據點存在著一定程度的偏差，有些點甚至偏差很大，因為圖中所擬合的曲線只是一條趨勢走向曲線，得出的參數值不可能完全合適。在具體參數設計過程中，擬合曲線可以作為設計的初步參考，然后根據結構方案、強度以及挖掘機的特殊要求再按標準選定和進行理論分析計算，綜合上述方法以后即可得到相應的參數值。
通過計算得：x=6036 kg。
2 挖掘力與整機質量的關系
鏟斗切入物料是鏟斗挖掘力和斗桿挖掘力共同作用的結果，SAE對上述兩種挖掘力進行了定義。計算公式分別如公式（2-3）、（2-4）所示。
式中 FB ——鏟斗挖掘力，N；FS ——斗桿挖掘力，N；
PB ——工作裝置液壓系統最大設定壓力，Pa；
AB ——鏟斗油缸作用面積，㎡；
AS ——斗桿油缸作用面積，㎡；lA ——轉斗油缸作用力臂，mm；
lB ——搖桿作用力臂，mm；lC ——連桿作用力臂，mm；
lD ——斗齒尖在轉斗挖掘時的作用半徑，mm；
lE ——斗桿油缸作用力臂，mm；
lF ——轉斗油缸在計算位置閉鎖時，斗齒尖在斗桿挖掘時的作用半徑，mm。
圖 2.2 鏟斗、斗桿挖掘力與整機質量關系
從數據的分布來看,兩種挖掘力的參數值大致隨著整機質量的增加呈現上升趨勢，可以初步定為線性函數擬合。但是在擬合過程中，用階數為2的多項式擬合方法更能接近數據散點的分布。擬合后的兩種挖掘力同整機質量的關系如公式（2-5）、（2-6）所示。
y1 =-6×10-7x2+0.0135x-17.695 （2-5）
y2 =0.0047x+2.0409 （2-6）
式中 y1 ——鏟斗挖掘力，kN；
y2 ——斗桿挖掘力，kN；
x ——整機質量，kg。
通過計算得：y1 =41.93 kN
y2 =30.41 kN。
3 工作尺寸與整機質量關系
目前，對于一些線性尺寸（外形尺寸、工作裝置尺寸、工作尺寸）還沒有具體的定義公式，只有近似的經驗公式通過查表來求得。最大挖掘高度、
深度以及半徑均可以通過公式（2-7）求得。
Li=kli (2-7)
式中 Li ——工作尺寸，mm；
kli ——尺寸系數；
x——整機質量，kg。
最大挖掘高度、最大挖掘深度和最大挖掘半徑的尺寸系數kH 、kZ 、kR的推薦值分別為2.25、2.05、3.35。
圖2.3和圖2.4所示為整機質量與工作尺寸的統計數據散點圖。
圖 2.3 最大挖掘高度。最大挖掘深度與整機質量關系
圖 2.4 最大挖掘半徑與整機質量關系
通過對圖示散點進行線性函數、多項式函數、冪函數、指數函數、對數函數5種函數類型擬合后近似精度的分析比較，最終確定最大挖掘半徑和最大挖掘高度采用二次多項式擬合，最大挖掘深度采用線性擬合。擬合關系如公式（2-8）、（2-9）、（2-10）所示。
h1 =-5×10-6x2+0.4892x+3350.4 (2-8)
h2 =-4×10-5x2+0.7526x+3239.3 (2-9)
h3 =0.1689x+2810.3 (2-10)
式中 h1 ——最大挖掘高度，mm；
h2 ——最大挖掘半徑，mm；
h3 ——最大挖掘深度，mm；
x ——整機質量，kg。
通過計算得：最大挖掘高度 h1 =6121.05 mm
最大挖掘半徑 h2 =6324.66 mm
最大挖掘深度 h3 =3829.78 mm。
第3章 液壓挖掘機的工作裝置——反鏟裝置
3.1 動臂及斗桿的結構
鉸接式反鏟是單斗液壓挖掘機最常用的結構型式，動臂、斗桿和鏟斗等主要部件彼此鉸接（見圖3.1），在液壓缸的作用下各部件繞鉸接點擺動，完成挖掘、提升和卸土等動作。
圖3.1 反鏟
1—斗桿油缸；2—動臂；3—油管；4—動臂油缸；5—鏟斗；6—斗齒；
7—側齒；8—連桿；9—搖桿；10—鏟斗油缸；11—斗桿
反鏟動臂分整體式與組合式(圖3.2)兩類。整體臂又有直臂和彎臂兩種型式。直臂構造筒單、輕巧、布置緊湊，適用于挖掘幅度大而挖深要求不大的機型，多用于懸掛式挖掘機。整體彎臂可得較大挖掘深度，是反鏟常用的型式。彎臂彎曲處的形狀及強度應注意改善，可采用三節(jié)彎臂或大圓弧過渡以減少該處的應力集中。
整體臂結構簡單、價廉、剛度相同時結構重量較組合式輕。缺點是可更換工裝少，通用性較差。使用經驗說明，長期用于作業(yè)條件近似的反鏟，以采用整體臂較好。
組合式動臂基本都是彎臂型式。組合方式有兩種：采用輔助連桿或液壓缸聯接和用螺栓或銷軸聯接。
組合臂與整體臂比較，各有優(yōu)缺點，組合臂主要優(yōu)點是：
1. 工作尺寸和挖掘力可以根據作業(yè)條件的不同進行調整，充分利用機械的功能。
2. 較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統一化問題。
3. 裝車運輸比較方便。
組合式動臂結構比整體式動臂復雜，自重較大，但因上述優(yōu)點，仍得到較廣泛應用。但主要用于挖掘作業(yè)的反鏟動臂，由于強度、則度要求高，自重要輕，工藝性要好，多用整體式。
綜上所述本設計采用整體式動臂。
圖3.2 組合式動臂
1—下動臂；2—上動臂；3—連桿或液壓缸
3.2 動臂缸和斗桿缸的布置
動臂缸的布置有如下方案（圖3.3）；圖a和圖b方案動臂缸裝于動臂的前下方。動臂與轉臺的鉸點一般設于回轉中心之前，鉸點太后，太高均影響反鏟挖掘深度，中小型液壓挖掘機多以反鏟作業(yè)為主，因此都采用動臂支點靠前的布置方案。動臂缸一般都支于轉臺的前緣，并盡量靠近回轉支承，以改善轉臺結構的受力狀況。動臂缸與動臂鉸點有兩種布置方案。單缸支承大多鉸接于動臂下緣（圖
圖3.3動臂缸布置方案
綜合以上分析，本設計采用動臂缸安裝于動臂的下緣，單缸支承動臂。斗桿缸要考慮挖掘時有較大工作力矩（或封鎖力矩），對于反鏟裝置均置于動臂上方，采用大腔工作（液壓缸受壓）并基本采用單缸?？紤]與正鏟通用時，動臂下方設鉸點，以便作正鏟用時將斗桿缸裝于動臂下方，斗桿缸前端鉸接于斗桿前下方（液壓缸同樣受壓）。
3.3 鏟斗與鏟斗缸的連接方案
鏟斗與鏟斗缸連接方案（圖3.4）的區(qū)別在于采用的機構方案。
圖3.4 鏟斗缸與鏟斗連接方案
鏟斗缸直接鉸接于鏟斗（圖3.4 a）則由鏟斗﹑斗桿及鏟斗缸組成四連桿機構，一般使鏟斗轉角較小，工作力矩變化較大。鏟斗缸通過搖桿1推桿2鉸接鏟斗并于斗桿組成六連桿機構，如圖3.4中 b﹑c﹑d方案。b為共點方案，c﹑d為非共點方案，六連桿機構特點是當液壓缸行程相同條件下，鏟斗可得較大轉角并改善了機構的傳動特性。c方案鏟斗轉角超前一個角度，b﹑d方案的不同為相同液壓缸行程時，d方案轉角更大，鏟斗挖掘力小而力矩變化較大，b方案則轉角小，挖掘力大，工作力矩變化較小。 反鏟廣泛采用六連桿方案。由于傳動比小，單缸已足以保證挖掘力需要。
綜上所述經比較，本設計采用b方案。
3.4 鏟斗結構﹑斗形及斗容量計算
反鏟用的鏟斗形式，尺寸與其作業(yè)對象有很大關系。為了滿足各種挖掘作業(yè)的需要，在同一臺挖掘機上可配以多種結構型式的鏟斗，圖3.5為反鏟常用鏟斗形式。鏟斗的斗齒采用裝配式，其形式有橡膠卡銷式和螺栓連接式，如圖3.6所示。
圖3.5 反鏟常用鏟斗結構
1—齒座；2—斗齒；3—橡膠卡銷；4—卡銷；5、6、7—斗齒板
鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大。鏟斗的作業(yè)對象繁多，作業(yè)條件也不同，用一個鏟斗來適應任何作業(yè)對象和條件較困難。為了滿足各種特定情況，盡可能提高作業(yè)效率，通用反鏟裝置常配有幾種甚至十多種斗容量不同，結構型式各異的鏟斗。
本設計決定采用標準型反鏟斗，見圖3.5。
圖3.6 斗齒安裝形式
（a） 螺栓連接；（b）橡膠卡銷連接
1— 卡銷；2—橡膠卡銷；3—齒座；4—斗齒
對各種鏟斗結構形狀的共同要求是：
1、有利于物料的自由流動，因此鏟斗內壁不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合各種物料的運動規(guī)律。
2、要使物料易于卸凈。用于粘土的鏟斗卸載時不易卸凈，因此延長了作業(yè)循環(huán)時間，降低了有效斗容量。國外采用設有強制卸土板的粘土鏟斗。
3、為了使裝進鏟斗的物料不易掉出，鏟斗寬度與物料顆粒直徑之比應大于4：1。當此比值大于50：1時顆粒尺寸的影響可不考慮，視物料為勻質。
4、裝設斗齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘線比壓，以便切入或破碎阻力較大的物料。挖硬土或碎石時還能把石塊從土壤中耙出。斗齒的材料、形狀、安裝結構及其尺寸參數都值得研究，對它的主要要求是挖掘阻力小，耐磨易于更換。
第4章 回轉裝置
4.1 回轉裝置概述
4.1.1 回轉裝置的組成
液壓挖掘機回轉裝置由轉臺、回轉支撐和回轉機構等組成。如圖4.1所示?；剞D支撐3的外座圈用螺栓與轉臺1連接，帶齒的內座與底架4用螺栓連接，內、外座圈之間設有滾動體。挖掘機工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩通過回轉支撐的外座圈、滾動體和內座轉傳給底架?；剞D機構的殼體固定在轉臺上，用小齒輪與回轉支撐內座圈上的齒圈相嚙合。小齒輪既可繞自身的軸線自轉，又可繞轉臺中心線公轉，當回轉機構工作時轉臺就相對底架進行回轉。
圖4.1 回轉裝置
1-轉臺 2-回轉機構 3-回轉支承 4-底架
本設計采用的就是上圖所示的回轉裝置。
4.1.2 對回轉機構的基本要求
液壓挖掘機回轉機構的運動約占整個作業(yè)循環(huán)時間的50%-70%，能量消耗占25%-40%，回轉液壓回路的發(fā)熱量占液壓系統總發(fā)熱量的30%-40%。為提高液壓挖掘機生產率和功能利用率，故對回轉機構提出如下基本要求：
??? 1. 加速度和回轉力矩不超過允許值時，應盡可能地縮短轉臺的回轉時間。在回轉部分慣性矩已知的情況下，角加速度的大小受轉臺最大扭矩的限制，此扭矩不應超過行走部分與土壤的附著力矩。
2. 機構運動時挖掘機工作裝置的動荷系數不應超過允許值。
4.2 回轉支承的構造和特點
4.2.1 轉柱式回轉支承的構造和特點
轉柱式回轉支承常用于懸掛式液壓挖掘機上，回轉部分的轉角一般等于成小于180。。其構造是由焊接在回轉體上的上、下支承軸和上、下軸承座組成。軸承座用螺栓固定在機架上。通過安裝在支承軸上的液壓馬達使回轉體轉動。
4.2.2 滾動軸承式回轉支承的構造和特點
滾動軸承式回轉支承廣泛用于全回轉的挖掘機﹑起重機和其他機械上。它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的，結構上相當于放大了的滾動軸承。它與舊式回轉支承相比，具有尺寸小，結構緊湊，承載能力大，回轉摩擦阻力小，滾動體與滾道之間的間隙小，維護方便﹑使用壽命長，易于實現“三化”等一系列優(yōu)點，因而得到廣泛應用。它與普通滾動軸承相比，又有其特點。普通滾動軸承的內﹑外座圈剛度靠軸與軸承座裝配來保證，而它的剛度則靠支承它的轉臺和底架來保證。設計時必須注意底架和轉臺的剛度是否符合它的需要。滾動軸承式回轉支承轉速低，通常承受軸向載荷﹑傾復力矩和徑向載荷，因此滾道上接觸點的載荷循環(huán)次數較少，設計時主要進行負荷能力計算。
滾動軸承式回轉支承（圖4.2）由內﹑外圈10、1、4，滾動體11，隔離體，密封體密封裝置5、12，調整墊片8﹑潤滑裝置和連接螺栓6等組成。內座圈或外座圈可加工帶內齒或外齒。
根據軸承結構不同可作如下分類：按滾動體型式有滾球和滾柱（包括錐形和鼓形滾動體）；按滾動體排數有單排﹑雙排和多排；按滾道型式有曲面（圓?。矫婧弯摻z滾道等。
4.2.3 滾動軸承式回轉支承的系列標準
滾動軸承式回轉支承，不少國家已有系列標準，由專門的軸承廠制造，主機廠根據用途選用即可。
我國已制定的滾動軸承式回轉支承系列標準分兩大類，六種結構型式，四十種規(guī)格。
圖4.2 單排交叉滾柱內齒式回轉支承
4.3 回轉機構
4.3.1 傳動方式及其特點
單斗液壓挖掘機回轉機構約占整個工作循環(huán)時間的50～70％，能量消耗約占25～40％，回轉液壓油路的發(fā)熱量約占總發(fā)熱量的30～40％。因此，合理地確定回轉機構的液壓油路和結構方案﹑正確地選擇回轉機構參數，對提高生產率和功能利用率，改善司機的勞動條件，減少工作裝置的沖擊等具有十分重要的意義。
對回轉機構的基本要求是：
1. 在角速度和回轉力矩不超過允許值的前提下，應盡可能縮短回轉時間。在回轉部分慣性已知的情況下，角加速度的大小受最大回轉扭矩的限制，該扭矩不應超過行走部分與地面的附著力矩。
2. 回轉時工作裝置的動載系數不應超過允許值。非全回轉的挖掘機回轉時，工作裝置不應碰撞定位器。
3. 回轉能量損失最小。
4.3.2 回轉機構的類型確定
小型液壓挖掘機通常選用全回轉的回轉機構，按液動機的結構形式可分為高速方案和低速方案兩類。由高速液壓馬達經齒輪減速箱帶動回轉小齒輪繞回轉支承上的固定齒圈滾動，促使轉臺回轉的稱為高速方案。圖4.3所示為斜軸式高速液壓馬達驅動的回轉機構傳動簡圖。
圖4.3 斜軸式高速液壓馬達驅動的回轉機構傳動簡圖
圖中a）采用兩級正齒輪傳動，b）采用一級正齒輪和一級行星齒輪傳動，c）采用兩級行星齒輪傳動，d）采用一級正齒輪和兩級行星齒輪傳動，因此減速箱的速比以a最小，d最大，此外在高速軸上均裝有機械制動器。行星齒輪減速籍雖然加工要求較高，但可用一般漸開線齒廓的模數銑刀進行加工，結構也比較緊湊，速比大，受力好，因而獲得了廣泛的應用。目前我國對圖b）、圖c）結構部件已進行了系列化和專業(yè)化生產，可供選用。
由低速大扭矩液壓馬達直接帶動回轉小齒輪促使轉臺回轉的稱為低速方案。這種方案所采用的液壓馬達通常為內曲線式，有平衡式和星形柱塞式等。
高速方案和低速方案各有特點。高速液壓馬達具有體積小，效率高，不需背壓補油，便于設置小制動器，發(fā)熱和功率損失小，工作可靠，可以與軸向柱塞泵的零件通用等優(yōu)點。低速大扭矩液壓馬達具有零件小，傳動簡單，起動制動性能好，對油污染的敏感性小，使用壽命長等優(yōu)點。據國外統計，約有80％左右產品由于買不到經濟合理的減速箱而采用低速液壓馬達。在高速方案中采用彎軸式軸向柱塞液壓馬達則占大多數。
綜上所述本設計采用全回轉的回轉機構并且液動機的結構形式采用高速方案。
4.4 轉臺
單斗液壓挖掘機由于它的工作裝置呈懸臂的特點，因此工作時在其自重和外載荷作用下對底部履帶（或輪式的支腿）邊緣產生很大的傾復力矩。這個力矩完全靠機身（不包括工作裝置）自重和轉臺后部另加的配重所產生的力矩來平衡，使挖掘機能在各種工況下穩(wěn)定的工作。
挖掘機穩(wěn)定性能的優(yōu)劣對整機工作影響很大。穩(wěn)定性能好的不但能夠保證挖掘機安全工作，而且能使其在作業(yè)范圍內充分發(fā)揮挖掘能力。同時回轉支承裝置磨損也均勻﹑使用壽命長。
決定挖掘機穩(wěn)定性能的因素很多，包括工作裝置尺寸﹑轉臺尺寸﹑配重的大小﹑回轉平臺上的部件布置以及行走底座支承面尺寸等。這些因素在挖掘機總體設計時須處理好。
從挖掘機的穩(wěn)定性分析：挖掘機的行走底盤部分的重量是固定的，重心位置也較低，是使機械穩(wěn)定的因素。而挖掘機上部的重心位置變化較大，因為挖掘機在一個工作循環(huán)中工作裝置的位置經常變化，鏟斗也因滿斗或空斗的原因重量不等。在挖掘過程中還有土壤的反力作用在工作裝置上等，這些都使整個回轉平臺上部的重心位置經常在變化，有時重心遠遠超出支承滾盤外面。為了平衡這些載荷力矩，回轉平臺上的較重部件（如發(fā)動機等）通常放在轉臺尾部，此外在轉臺尾部還另加配重。即使這樣，若滿載幅度較大時轉臺上部的合力還是偏在前面較多。如圖4.4所示偏心距為e。
但是也不能為了平衡載荷力矩﹑減少偏心距e而過分加大配重，因為這樣會在空載時尤其當幅度較小時，載荷力矩大大減少，而配重等造成的平和力矩是不變的，此時轉臺上的合力R′便會大大偏于后部，偏心距e′（圖4.5）造成向后傾翻的較大力矩。故回轉平臺所加配重也不宜過大。配重對載荷力矩實際上僅起部分的平衡作用。目前單斗液壓挖掘機普遍采用滾動軸承式回轉支承裝置。這種支承裝置基本上將挖掘機上﹑下兩部分連成一體，而且滾動表面經過熱處理，所以能夠承受較大的前后兩方向的傾復力矩。
圖4.4 滿載幅度較大時的轉臺上部的合力位置 圖4.5 配重過大后空載時上部的合力位置
為了使整機有較好的穩(wěn)定性，同時使支承滾盤受力均勻，應使挖掘機在一個工作循環(huán)中回轉平臺上部的合力前后移動均勻，即應使e和e′值的大小盡量接近，所以要重視回轉平臺上各種機構的合理布置，同時也可通過調整配重大小來實現。
4.4.1 轉臺平衡的確定
挖掘機工作時轉臺上部自重和載荷合力的位置是經常變化的，而且偏向載荷方面。為了平衡載荷力矩，轉臺上的各個裝置需要合理布置，并在尾部另加配重，以改善下部結構受力、減輕回轉支承磨損，保證整機穩(wěn)定性。
有時轉合布置受結構尺寸限制，重心偏離縱軸線。致使左右履帶接地比壓不等，影響行走架結構強度和行駛性能。一般可通過調整配重重心來解決，如圖4.6所示。圖中x為轉臺重心偏離縱軌線值，x′為配重重心偏離縱軸線值。對縱軸線取力矩平衡可求出x′。
確定配重的原則應使重載大幅度時轉臺上部分力FR的偏心距e與空載小幅度時合力FR′的偏心距e′大致相等，如圖4.7所示。
圖4.6 調整配重橫向位置
圖4.7 確定配重時的偏心距
4.4.2 轉臺配重的確定
根據國內外許多挖掘機的統計數據分析，認為挖掘機處于運輸狀態(tài)，斗桿缸和鏟斗缸全伸，動臂放低使鏟斗離地約1m（圖4.8），轉臺上部連同工作裝置的重力G應通過回轉中心。由于這些部件的質量和位置已初步確定，配重即可由下式求得：
式中 、、、——分別為動臂，斗桿，鏟斗及轉臺的重量；
、、、——為相應的重心至回轉中心的距離；
——為配重的中心至回轉中心的距離。
圖4.8 確定配重工況
必需指出，由于平臺上部件的布置受結構的局限性、不一定能做到完全對稱于縱軸線，因此平臺上的重心會偏離縱軸線，致使左右履帶對地壓力不等、影響底盤強度及行駛性能。當平臺重心偏離縱軸線量x不大時可調整配重重心，在橫向朝相反方向偏移（圖4.6），使平臺合力移到縱向軸線上。需調整配重重心的偏移量可由下式求得：
中小型挖掘機當改裝成起重機使用時必須調整配重，并驗算穩(wěn)定性。
4.5 單斗液壓挖掘機的穩(wěn)定性
4.5.1 穩(wěn)定性驗證的條件
反鏟式液壓挖掘機的穩(wěn)定性（防止傾覆的安全性）是通過計算予以驗證的。這種驗證使用于挖掘機放置在水平停機面上。
進行反鏟式液壓挖掘機穩(wěn)定性計算應針對最不利的傾覆線，即同反鏟式液壓挖掘機重心垂直距離最小的傾覆線。如圖4.9所示，所謂傾覆線，對于履帶式挖掘機是支重輪的傾覆支點連線A—A和左右履帶的引導輪或驅動輪的傾覆支點的連線B—B。
圖4.9 反鏟式液壓挖掘機的傾覆線
（a）履帶式挖掘機側向傾覆線；（b）履帶式挖掘機縱向傾覆線
4.5.2 穩(wěn)定性
反鏟式液壓挖掘機的穩(wěn)定性是指在最不利的傾覆線上的穩(wěn)定力矩之和大于或等于傾覆力矩之和。挖掘機所有零部件、總成由于自重引起的力矩都作為穩(wěn)定力矩。對于可以變更的或者可以移動的零部件、凡是對挖掘機穩(wěn)定性有影響的重力，均要考慮其最不利的值和最不利的位置。傾覆力矩主要是由鏟斗挖掘力（有效載荷）及工作裝置自重引起的。
4.5.3 穩(wěn)定性的計算
在計算反鏟液壓挖掘機穩(wěn)定性時要使用下列計算力值代替實際的重力值：
式中 ——挖掘機工作裝置自重系數；——挖掘機有效載荷系數；
——挖掘機最大作業(yè)半徑時超出傾覆線之外的工作裝置的重力；
——有效載荷（土、石方）的重力，=qr，其中q為標準鏟斗容量，m3；r為土壤容重，一般取1600N/ m3。
1.穩(wěn)定力矩通過稱重求得。
（1）挖掘機主機稱重條件（無工作裝置）。挖掘機已做好作業(yè)準備，但無工作裝置，上部回轉至與前進方向成90°夾角。
（2）挖掘機整機稱重條件。挖掘機已做好作業(yè)準備，帶工作裝置，上部回轉至與前進方向成90°夾角。工作裝置伸出并達到最大作業(yè)半徑，不會將有效載荷（土、石方）卸出。
2.整機穩(wěn)定性的計算。反鏟式液壓挖掘機穩(wěn)定性計算公式（參見圖4.10）為
圖4.10 反鏟式液壓挖掘機穩(wěn)定性計算簡圖
（4-3）
式中 ——主機自重，N；
——傾覆線間距，m；
——工作裝置自重，N；
——重心間距，m；
——有效載荷，N；
——最大幅度，m。
根據第3章中工作裝置主要參數可知，工作裝置的重量為666kg，整機重量為6t，可以得到主機自重G，工作裝置自重E,重心間距e，最大幅度n，
即： N
N
e=3.602m
n=5.91m
根據5章中行走裝置的主要參數可知，傾覆線間距為s為0.18m。
有效載荷N=qr=0.25x1600=400N
將以上數據帶入公式（4-3）得
通過上式計算，整機達到了穩(wěn)定。
第5章 行走裝置
5.1 液壓挖掘機行走裝置介紹
挖掘機的行走裝置既是機械的運行部分，又是機械的支承。挖掘作業(yè)時機械不行走，行走裝置要承受整臺機械的自重和外載，這是與運輸車輛和鏟土運輸機所所不同的，因此設計挖掘機的行走裝置時應兼顧支承和運行兩個方面的需要。
因此，液壓挖掘機行走裝置應盡量滿足以下要求：
1. 應有較大的驅動力，使挖掘機在濕軟或高低不平等不良地面上行走時具有良好的通過性能、爬坡性能和轉向性能。
2. 在不增大行走裝置高度的前提下使挖掘機具有較大的離地間隙，以提高其不平地面上的越野性能。
3. 行走裝置具有較大的支撐面積或較小的接地比壓，以提高挖掘機的穩(wěn)定性。
4. 挖掘機在斜坡下行時不發(fā)生下滑和超速溜坡現象，以提高挖掘機的安全性。
5. 行走裝置的外形尺寸應符合道路運輸的要求。
液壓挖掘機的行走裝置，按結構可分為履帶式和輪胎式兩大類。履帶工行走裝置的特點是，驅動力大（通常每條履帶的驅動力可達機重的35%-45%），接比壓?。?0-150kPa），因而越野性能及穩(wěn)定性好，爬坡能力大（一般為50%-80%，最大的可達100%），且轉彎半徑小，靈活性好。橡膠履帶式行走裝置在液壓挖掘上使用較為普遍。
但橡膠履帶式行走裝置制造成本低，運行速度低，運行和轉向時功率消耗大，零件磨損快，因此，挖掘機長距離運行時需借助于其他運輸車輛。
輪胎式行走裝置與履帶式的相比，優(yōu)點是運行速度快、機動性好，運行時輪胎不損壞路面，因而在城市建設中很受歡迎，缺點是接地比壓大，爬坡能力小，挖掘作業(yè)時需要用專門支腿支撐，以確保挖掘機的穩(wěn)定性和安全性。
??? 履帶式行走裝置組成與工作原理：
??? 履帶式行走裝置由“四輪一帶”（即驅動輪、導向輪、支重輪、托輪、以及履帶），張緊裝置和緩沖彈簧，行走機構，行走架等組成。
??? 挖掘機運行時，驅動輪在履帶的緊邊——驅動段及接地段（支撐段）產生一個拉力，企圖把履帶從支重輪下拉出，由于支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力，阻止履帶的拉出，迫使驅動輪卷動履帶，導向輪再把履帶鋪設到地面上，從而使挖掘機借支重輪沿著履帶軌道向前運行。
液壓傳動的履帶行走裝置，挖掘機轉向時由安裝在兩條履帶上且分別由兩臺液壓泵供油的行走馬達（用一臺油泵供油時需采用專用的控制閥來操縱）通過對油路的控制，很方便地實現轉向或就地轉彎，以適應挖掘機在各種地面、場地上運動。
與履帶式液壓挖掘機行走裝置相比較，輪胎式行走裝置的主要特點是：
1. 要求地面平整、堅實，以免輪轍過深，增加挖掘機行駛阻力、轉向阻力，影響挖掘機的穩(wěn)定性。
2. 輪胎式挖掘機的行走速度通常不超過20km/h，爬坡能力為40%-60%。
3. 為了改善挖掘機的越野性能，宜采用全輪驅動，液壓懸掛平衡擺動軸。作業(yè)時由液壓支腿支撐，使前后橋卸荷并整機穩(wěn)定性得以提高。
5.2 履帶式行走裝置的結構布置和傳動方案
5.2.1 履帶式行走裝置的構造
履帶式行走裝置（圖5.1）由連接回轉支承裝置的行走架1通過支重輪2，履帶3將載荷傳至地面。履帶呈封閉環(huán)繞過驅動輪5和導向輪6，為了減少上分支撓度，履帶由1-2個托鏈輪4支持。行走裝量的傳動是由液壓馬達8經減速箱9傳動驅動輪5使整個行走裝置運行。當履帶由于磨損而伸長時可由張緊裝置7調整其松緊度。
圖5.1 履帶式行走裝置
1-行走架；2-支重輪；3-履帶；4-托鏈輪；6-驅動輪；
6-導向輪；7-張緊裝置；8-液壓馬達；9-減速箱
1．行走架
行走架是履帶行走裝置的承重骨架，它由底架、橫梁和履帶架組成，通常用16Mn鋼板焊接。底架連接轉臺，承受上部的載荷，并通過橫梁傳給履帶架。行走架按結構的不同分組合式和整體式兩種。
2．支重輪
挖掘機重量通過支重輪傳給地面，工作時如地面不平它將經常受到沖擊，所以支重輪所受載荷輪大。支重輪的工作條件也較惡劣，經常處于塵土中有時還浸泡于泥水之中，故要求密封可靠。支重輪輪體常用35Mn或50Mn制造，輪面淬火硬度應達HRC48-57。采用滑動軸承較多，并用浮動油封防塵。結構如圖5.2.
3. 導向輪
導向輪用于引導履帶正確繞轉，可以防止跑偏和越軌。大部分液壓挖掘機的導向輪同時起到支重輪的作用，這樣可增加履帶對地面的接觸面積，減小比壓。導向輪的輪面大多制成光面，中間有擋肩環(huán)作為導向用，兩側的環(huán)面則能支撐軌鏈起支重輪的作用。導向輪的中間擋肩環(huán)應有足夠的高度，兩側邊的斜度要小。導向輪與最靠近的支重輪距離越小則導向性能越好。
圖5.2 支重輪
1-軸；2-輪體；3-軸套；4-螺塞；5-墊圈；6-浮封環(huán)；7浮封膠圈；8；軸座
4. 驅動輪
發(fā)動機的動力通過驅動輪傳給履帶，因此，對驅動輪的主要要求是嚙合平穩(wěn)，并在履帶因銷套磨損而伸長時，仍能很好地嚙合。履帶的驅動輪通常置于后部，這樣履帶的張緊段較短，減少磨損和功率損失。驅動輪的結構有多種型式，如按輪體構造分有整體式和分體式兩種。
5. 張緊裝置
履帶式行走裝置使用一段時間后由于鏈軌銷軸的磨損會使節(jié)距增大，并使整個履帶伸長，導致摩擦履帶架，脫軌等，影響行走性能。因此，每條履帶必需裝設張緊裝置，使履帶經常保持一定的張緊度。
5.2.2 履帶行走裝置的傳動方式
單斗液壓挖掘機的履帶行走裝置絕大部分都采用液壓傳動，它使履帶行走架結構簡單化，并且省去了機械傳動的一套復雜的錐齒輪﹑離合器及傳動軸等零件。液壓傳動的方式是每條履帶各自有驅動的液壓馬達及減速裝置，由于兩個液壓馬達可以獨立操縱，因此挖掘機的左﹑右履帶除可以同步前進后退或一條履帶驅動，一條履帶止動的轉彎外，還可以兩條履帶相反方向驅動，使挖掘機實現原地旋轉（見圖5.3a），提高了作業(yè)的靈活性。雖然液壓傳動的效率低，僅為50％左右（機械傳動的效率約70％），但因具備上述優(yōu)點，目前國產履帶式液壓挖掘機都采用此種型式。本設計亦采用此種型式。
單斗液壓挖掘機的行走裝置按照傳動方式可分為液壓式和機械式兩類。選擇行走裝置的型式時，應根據工作地點的土壤條件﹑工作量﹑運輸距離及使用條件等決定。本設計采用液壓式傳動方式。
履帶式行走裝置的傳動方式與回轉機構相仿，可分為高速馬達和低速馬達兩種方案。
圖5.3 履帶式液壓挖掘機的行走裝置轉彎
a) 原地轉彎 b) 繞一條履帶轉彎
高速方案通常是采用定量軸向柱塞式﹑葉片式或齒輪式液壓馬達通過多級正齒輪減速或正齒輪和行星齒輪組合的減速箱，最后驅動履帶的驅動輪。即通過采用高速液壓馬達通過專門的行走減速器驅動履帶的驅動輪。這種減速器常常連同液壓馬達和制動器組成一個獨立而緊湊的部件進行專業(yè)化生產。
低速方案是采用低速大轉矩液壓馬達。由于該馬達在低速時效率很低，故一般仍加一級正齒輪或一級行星輪減速，使馬達轉速不致過低。
采用高速液壓液壓馬達驅動，由于馬達轉速可達2000～3000r/min，因此減速器裝置需一對或兩對正齒輪與一列或兩列行星齒輪組合成減速箱，這種減速箱常常連液壓馬達和制動器組成一個獨立緊湊的部件，我國已進行了部件系列化和專業(yè)化的生產，因而使挖掘機的設計和制造工作大為簡化。
因此，綜上所述本設計中選用高速方案，采用高速液壓馬達驅動。
5.3 履帶行走裝置參數的確定
5.3.1 主要性能參數的確定
性能參數的選擇是挖掘機總體方案設計中的首要環(huán)節(jié)。對其履帶行走裝置而言，主要包括行駛速度、爬坡能力、接地比壓、最大牽引力等。一般這些性能參數都是根據挖掘機的整機質量，由設計人員自己的經驗來確定，或是參考現有成熟產品進行類比。
1. 行駛速度
考慮到挖掘機在作業(yè)時工地行走的需要，一般將行駛速度設定為高低兩檔，這樣就可以根據行走路面的狀況及工作場地的大小選擇合適的行駛速度。為了減少挖掘機現場作業(yè)的移動時間、提高生產率，根據一些知名品牌（小松、竹內、洋馬、久保田建機、日立、石川島中俊、小橋機械、沃爾沃、特雷克斯、現代、斗山、山河智能、福田雷沃、玉柴、徐工、龍工、柳工、三一，圖1～圖8 數據均來自這些品牌）小挖行駛速度與整機質量關系的數據統計結果（見圖5.1），推薦高速行駛速度為4.0～5.5km/h，低速行駛速度為2.0～3.5km/h。
圖 5.1 行駛速度與整機質量關系
2. 爬坡能力
履帶行走裝置一個顯著特點就是爬坡能力大，一般為50%～80%。由小挖爬坡度與整機質量關系的數據統計結果（見圖5.2），推薦爬坡度a 為30°～35°，即爬坡能力為58%～70%。
圖 5.2 爬坡度與整機質量關系
3. 接地比壓
接地比壓指平均接地比壓，是履帶式液壓挖掘機的一個重要指標，主要根據地面條件、挖掘機的附著性能、外形尺寸等進行合理選取。在設計挖掘機時，在結構允許的范圍內，盡量取小值，依據小挖平均接地比壓與整機質量關系的數據統計結果（見圖5.3），推薦平均接地比壓p ≤ 35kPa。
圖 5.3 平均接地比壓與整機質量關系
4. 最大牽引力
履帶行走裝置的牽引力必須大于或等于各阻力之和，小于或等于履帶對地面的附著力。一般情況下，履帶行走裝置爬坡不與轉彎同時進行，因此只考慮挖掘機在最大設計爬坡能力的情況下確定的最大牽引力，不再考慮轉彎阻力，而且行駛速度低，運行空氣阻力忽略不計，則履帶行走裝置的最大牽引力T 計算公式為：
T＝Tf＋Ti＝fG＋sinaG ?。?-1）
式中 Tf —履帶行走裝置的滾動阻力；
Ti —履帶行走裝置的坡道阻力；
f —履帶行走裝置的滾動阻力系數；
a —最大設計坡度角。
另外，目前大多數履帶式挖掘機的最大牽引力也可按挖掘機整機質量的一定比例選取，即
T＝(0.7～0.85)G×104 （5-2）
式中 T —整機最大牽引力（N）；
G —為整機質量（t）。
計算得：
T=0.8×6.023×104 =48184 N =48.18 kN
考慮到挖掘機需具備較好的爬坡、轉彎等性能，可根據小挖最大牽引力與整機質量關系的數據統計結果恰當選擇（見圖5.4）。
圖 5.4 最大牽引力與整機質量關系
5.3.2 主要設計參數分析
1. 行走裝置主要零部件的選擇
履帶行走傳動系統的設計思想一般是憑設計經驗和用戶要求，首先根據最大牽引力確定履帶鏈軌節(jié)距t，再根據公式確定四輪一帶等。
1）鏈軌節(jié)節(jié)距t 與四輪一帶
液壓挖掘機已采用標準化履帶鏈軌節(jié)節(jié)距t，如101、125、135 和154mm 等多種。一般根據經驗，鏈軌節(jié)的斷裂拉力應是履帶最大牽引力的2～3 倍，即履帶總牽引力應小于或等于鏈軌節(jié)的允許拉力。因此可根據已經確定的最大牽引力和標準鏈軌節(jié)的允許拉力，即可確定標準節(jié)距t。
另外，也可按經驗公式選取 t ＝(15～17.5)G0.25 （5-3）
式中 G—整機質量(kg)。
計算得： t=16×60360.25 =141.03 mm
確定鏈軌節(jié)節(jié)距t 后，就可以根據t 計算四輪一帶的有關參數。
履帶板寬度：可根據鏈軌節(jié)節(jié)距t和液壓挖掘機履帶國標來確定標準履帶寬b。在某些土壤條件下，應采用加寬履帶板以提高挖掘機的附著