目 錄 1 緒 論 1 1.1課題的研究背景 1 1.2挖掘機械發(fā)展概況 1 1.3 本設計的主要內容 4 2 總體設計方案 5 2.1小型挖掘機工作裝置簡介 5 2.2工作裝置設計方案原則 6 3挖掘機的工作裝置設計 7 3.1確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 7 3.1.1確定動臂的結構形式 7 3.1.2確定斗桿的結構形式 8 3.1.3確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構 8 3.1.4鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 10 3.2確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 10 3.2.1動臂油缸的布置 10 3.2.2斗桿油缸的布置 12 3.2.3鏟斗油缸的布置 12 3.3動臂、斗桿、鏟斗機構參數(shù)的選擇 13 3.3.1反鏟裝置總體方案的選擇 13 3.3.2機構自身幾何參數(shù) 14 3.3.3斗形參數(shù)的選擇 16 3.3.4 動臂機構參數(shù)的選擇 20 3.3.5斗桿機構參數(shù)的選擇 24 3.3.6連桿、搖臂參數(shù)的選擇 25 4挖掘機液壓系統(tǒng)設計 28 4.1確定液壓系統(tǒng)類型 28 4.2液壓元件的選擇 29 4.2.1系統(tǒng)主參數(shù)的確定 29 4.2.2挖掘機液壓缸作用力的確定 30 4.3液壓元件的選擇 36 5工作裝置的強度校核計算 37 5.1斗桿力學分析 37 5.1.1位置Ⅰ的計算 37 5.1.2位置Ⅱ的計算 40 5.1.3斗桿位置Ⅰ受力計算以及內力圖的繪制 41 5.1.4斗桿位置Ⅱ受力計算以及內力圖的繪制 43 5.1.5斗桿強度校核 43 5.2動臂力學分析 47 6挖掘機工作裝置基于PRO-E的仿真優(yōu)化 50 6.1挖掘機三維模型的建立 50 6.2仿真優(yōu)化 51 7 結論與展望 53 參考文獻 54 致 謝 55 挖掘機工作裝置的設計與仿真 摘要：液壓挖掘機是工程機械的一種主要類型，廣泛應用在房屋建筑、筑路工程、水利建設、港口建設、國防工程等土石方施工和礦山采掘之中。反鏟液壓挖掘機是挖掘機械中最重要的機種之一，主要應用于挖掘停機面以下的土壤。液壓挖掘機反鏟裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要部分，其結構的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。 ①本文根據(jù)液壓挖掘機反鏟裝置的結構特點,工作原理以及對典型工況的分析，總結了挖掘機工作裝置性能要求和設計原則。②然后對其各主要構件進行了方案選擇，并確定各鉸點之間的距離，用CAD軟件繪出其連桿模型。③根據(jù)連桿模型并結合其他機械設計知識畫出工作裝置的二維圖紙，最后根據(jù)圖紙上的具體結構尺寸對工作裝置的主要部件進行校核。 關鍵詞:液壓挖掘機；工作裝置；運動學分析；結構設計  The structural design and kinematic analysis of the small crawler hydraulic excavator Abtract：As one of important construction machinery and equipments，hydraulic excavator is widely used in earthwork construction and mine exploitation, such as in architecture, road engineering, water conservancy, port building, national defense project, underground．Backhoe Equipment of Hydraulic Excavator is one important device to perform many functions. The working performance and reliability of the whole machine is influenced by the rationality of its structure. ①Firstly， this paper, which is based on the structural features of hydraulic backhoe excavator、working principle and the analysis of typical conditions, summed up the excavator working equipment performance requirements and design principles. ②Secondly, selected the program and conduct the kinematic analysis of all the major components of working equipment，and determined the distance between the hinge points，and then used the CAD software to draw the link eodel ；③Thirdly，drew two-dimensional drawings of the work equipments；Finally, according to the drawings’ specific dimensions, check the main components of working device. Key words：hydraulic excavator；working equipment；kinematic analysis；structural design III 1 緒 論 1.1課題的研究背景 挖掘機械是工程機械的一種主要類型，是土石方開挖的主要機械設備。各種類型的挖掘機已廣泛應用在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電力工程，農田改造、礦山采掘以及現(xiàn)代化軍事工程等的機械化施工中。據(jù)統(tǒng)計，工程施工中約有60%以上的土石方量，由挖掘機來完成。 為節(jié)省勞動力、減輕繁重體力勞動，提高勞動生產率、加快建設速度，保證工程質量和降低成本，采用機械化施工是一項有利措施。它對促進國民經濟的高速發(fā)展有很大的作用。 挖掘機械在工程機械發(fā)展中占有很大比重和重要地位，據(jù)統(tǒng)計約占工程機械總產的25%~50%，是重點發(fā)展的機械品種之一。尤其是中小型、通用的單斗挖掘機不僅可用于土石方的挖掘工作，而且通過工作裝置的更換，還可用于起重、裝載、抓取、打樁、鉆孔等多種作業(yè)。通用型挖掘機占挖掘機總數(shù)的90%以上，它在各種工程施工中廣泛使用，己成為不可缺少的重要機械設備。 1.2挖掘機械發(fā)展概況 工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本是斗容量3.5-40m3單斗液壓挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘機。例如，美國馬利昂公司生產的斗容量50-150m3剝離用挖掘機，斗容量132m3的步行式拉鏟挖掘機；B-E（布比賽路斯-伊利）公司生產的斗容量168.2m3的步行式拉鏟挖掘機，斗容量107m3的剝離用挖掘機等，是世界上目前最大的挖掘機。 (1)國外挖掘機的發(fā)展趨勢 從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。 開發(fā)多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農田建設的需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅在0.01m3。另外，數(shù)量最的的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置——除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業(yè)架、鉸盤及拉鏟等，以滿足各種施工的需要。 迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制 重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度，提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能。 更新設計理論。提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優(yōu)化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產品的優(yōu)質高效率和競爭力。??? 加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。 進一步改進液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)轉變的明顯趨勢。液壓技術在挖掘機上普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機的應用與推廣創(chuàng)造了條件。 迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。20世紀80年代，以微電子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現(xiàn)代化的重要標志。 (2) 國內研究情況及發(fā)展動態(tài) 早在1954年我國就已開始生產機械式挖掘機,當時的撫順重型機器廠(撫順挖掘機廠前身)引進前蘇聯(lián)的機械式挖掘機W10012和W5012等國際20世紀30－40年代的產品。由于國家經濟建設的需要,后又發(fā)展H10余家廠生產,到1966年12年全國共生產了機械式挖掘機3000余臺,后又延續(xù)生產到八十年代初。在80年代初引進德國系列液壓挖掘機制造技術（例如有德國Liebherr公司、Demag公司和O&P公司），浙江大學的馮培恩教授開始率先著手研究挖掘機機電一體化技術，首先實現(xiàn)挖掘機器人作業(yè)過程的分級規(guī)劃和局部自主控制。但是他們在任務規(guī)劃層面上只停留在仿真階段，還沒有提出顯著的實現(xiàn)方案。 20世紀90年代初國內幾家新進入挖掘機待業(yè)的企業(yè)以“技貿結合，合作生產”的方式聯(lián)合引進日本小松制作所的PC系列挖掘機制造技術，由于 中國建設事業(yè)的發(fā)展，市場的擴大，隨后不久在挖掘機生產領域出現(xiàn)了一個外資企業(yè)進入中國的浪潮。從1994、1995年開始，世界各工業(yè)發(fā)達國家的著名挖掘機制造企業(yè)先后在中國建立眾多的中外合資或外商獨資 挖掘機制造企業(yè)，生產世界一流水平的多種型號的挖掘機產品。截止至2001年年底，包括國有企業(yè)在內，中國境內生產液壓挖掘機的企業(yè)總數(shù)達20個左右，共生產挖掘機整機質量從1.3-45t，100余個不同型號和規(guī)格的產品。2000年全國生產各種型號、規(guī)格的液壓挖掘機8111臺，共銷售7926臺，其中包括出口119臺。2001年全生產12569臺，銷售12397臺，其中包括出口468臺。 面對目前這種發(fā)展狀況，國產挖掘機如何才能走出夾縫中求生存的困境?國產挖掘機究竟路在何方?業(yè)內人士認為，現(xiàn)在國內挖掘機生產企業(yè)真正缺乏的不是錢，面是技術以及為謀求技術進步所需要的耐心和決心。針對國產挖掘機機能質量，作業(yè)效率與可靠性均低的現(xiàn)狀，國內企業(yè)首先需要從組織結構調整入手，在國內聯(lián)合組建新一代國產液壓挖掘機企業(yè)集團，建立強有力的技術研發(fā)中心，從日本、德國等國家引進必要的先進軟硬件，以確保國產挖掘機擁有優(yōu)良的質量和性能，從而打開國產挖掘機的市場，進而促進國產挖掘機的大批量生產。在此基礎上，還要考慮以下幾點： ?國內挖掘機生產要不斷研究市場需求、開發(fā)新品和變型產品，以適應市場需要。前幾年大量投入使用的高速公路等基礎設施，越來越多地進入維修保養(yǎng)期，城市建設也從“大拆大建”逐漸向“精雕細刻”轉變，小型化的土方工程施工越來越多，因此小型挖掘機的需求量增加較快。關注國內市場的同時，生產商還應該加大國際市場力度。 ??挖掘機生產企業(yè)既要樹立為用戶服務的思想，也要具備相應的能力和條件，不斷學習國外的先進管理理念和手段，提升自身的服務水平和競爭能力，切實滿足挖掘機用戶的施工需求。這就要求挖掘機業(yè)務人員既精通業(yè)務知識，又要成為挖掘機用戶的好參謀；挖掘機服務人員不僅要為用戶服務好，同時還要協(xié)助客戶（尤其是那些缺乏經驗的客戶）做好設備管理、現(xiàn)場調度、安全檢查等工作；挖掘機出現(xiàn)故障要在最短的時間內修復……從而實現(xiàn)挖掘機企業(yè)與用戶在利益上的雙贏。 國內挖掘機生產商要不斷研究市場需求、開發(fā)新品和變型產品。開發(fā)新一代液壓挖掘機的變型產品（如焊接車、高原型等），針對市場和用戶的個性化要求，及時開發(fā)出國內外用戶所需要的各種機型和專用工作機具，擴大產品品種和數(shù)量，涉足一直靠國外進口的大型液壓挖掘機的市場，培育和培植市場增長點。與此同時，和產商還樹立用戶服務意識和品牌意識，提高服務質量，爭取企業(yè)與用戶雙贏。只有這樣，挖掘機生產企業(yè)才有可能把已經失去的市場份額逐漸奪回來。 1.3 本設計的主要內容 本次所設計的挖掘機為小型反鏟液壓挖掘機。主要內容是工作裝置的設計?？傮w設計的優(yōu)劣決定了其它零部件設計的質量，也決定了整機的性能。合理的、全面的總體設計是整個設計任務順利完成的保證。因此，對整體設計必須從一個更高的層次出發(fā)，對整體設計必須提出更高的要求。 總體設計主要是對小型液壓挖掘機進行深入地分析，并提出切實可行的方案，對整體參數(shù)、整體布局、整體結構、整機系統(tǒng)及其主要零部件進行設計計算，最后再將其建模裝配。工作裝置的設計必須考慮全面，比如外形尺寸、形狀、鉸點布置、工作過程中不能相互干涉、強度、剛度合理等等。此次工作裝置主要采用反鏟裝置，動臂部分主要采用整體式彎動臂，這樣有利于得到較大的挖掘深度。斗桿部分主要采用整體式直動斗桿。 本文完成的主要工作有： （1）建立了液壓挖掘機工作裝置的數(shù)學模型； （2）針對工作裝置的計算工況，建立了相關的力學模型； （3）確定了液壓挖掘機的設計方案，完成了主要參數(shù)的設計計算； （4）對工作裝置的鉸點和關鍵部位進行力學分析和計算； （5）對工作裝置的相關部件進行校核計算； （6）對工作裝置進行三維建模并且仿真優(yōu)化。 2 總體設計方案 2.1小型挖掘機工作裝置簡介 反鏟工作裝置是液壓挖掘機的一種主要工作裝置，如圖2－1所示。 2.1工作裝置簡圖 液壓反鏟工作裝置一般由動臂1、動臂液壓缸2、斗桿液壓缸3、斗桿4、鏟斗液壓缸5、鏟斗6、連桿7和搖桿8等組成。其構造特點是各構件之間全部采用鉸接連接，并通過改變各液壓缸行程來實現(xiàn)挖掘過程中的各種動作。動臂1的下鉸點與回轉平臺鉸接，并以動臂液壓缸2來支承動臂，通過改變動臂液壓缸的行程即可改變動臂傾角，實現(xiàn)動臂的升降。斗桿4鉸接于動臂的上端，可繞鉸點轉動，斗桿與動臂的相對轉角由鏟斗液壓缸5控制，當斗桿液壓缸伸縮時，斗桿即可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗6則鉸接于斗桿4的末端，通過鏟斗液壓缸5的伸縮來使鏟斗繞鉸點轉動。為了增大鏟斗的轉角，鏟斗液壓缸一般通過連桿機構（即連桿7和搖桿8）與鏟斗連接。液壓挖掘機反鏟工作裝置主要用于挖掘停機面以下的土壤，如挖掘溝壕、基坑等，其挖掘軌跡取決于各液壓缸的運動及其組合。反鏟液壓挖掘機的工作過程為，先下放動臂至挖掘位置，然后轉動斗桿及鏟斗，當挖掘至裝滿鏟斗時，提升動臂使鏟斗離開土壤，邊提升邊回轉至卸載位置，轉斗卸出土壤，然后再回轉至工作裝置開始下一次作業(yè)循環(huán)。動臂液壓缸主要用于調整工作裝置的挖掘位置，一般不單獨直接挖掘土壤；斗桿挖掘可獲得較大的挖掘行程，但挖掘力小一些。轉斗挖掘的行程較短，為使鏟斗在轉斗挖掘結束時裝滿鏟斗，需要較大的挖掘力以保證能挖掘較大厚度的土壤，因此挖掘機的最大挖掘力一般由轉斗液壓缸實現(xiàn)的。由于挖掘力大且挖掘行程短，因此轉斗挖掘可用于清除障礙或提高生產率。在實際工作中，熟練的液壓挖掘機人員可根據(jù)實際情況，合理操縱各個液壓缸，往往是各液壓缸聯(lián)合　工作，實現(xiàn)最有效的挖掘作業(yè)。例如，挖掘基坑時由于挖掘深度較大，并要求有較陡而平整的基坑壁，則采用動臂和斗桿同時工作；當挖掘基坑底時，挖掘行程將結束，為加速裝滿鏟斗，或挖掘過程中調整切削角時，則需要鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸同時工作。 2.2工作裝置設計方案原則 設計合理的工作裝置應能滿足下列要求： ①主要工作尺寸及作業(yè)范圍能滿足要求，在設計通用反鏟裝置時要考慮與同類型、同等級機器相比的先進性。考慮國家標準的規(guī)定，并注意到結構參數(shù)受結構碰撞限制等的可能性。 ②整機挖掘力的大小及其分布情況應滿足使用要求，并具有一定的先進性。 ③功率利用情況盡可能好，理論工作時間盡可能短。 ④確定鉸點布置，結構型式和截面尺寸形狀時盡可能使受力狀態(tài)有利，在保證強度、剛度和連接剛性的條件下盡量減輕結構自重。 ⑤作業(yè)條件復雜，使用情況多變時應考慮工作裝置的通用性。采用變鉸點構件或配套構件時要注意分清主次，在滿足使用要求的前提下力求替換構件種類少，結構簡單，換裝方便。 ⑥運輸或停放時工作裝置應有合理的姿態(tài)，使運輸尺寸小，行駛穩(wěn)定性好，保證安全可靠，并盡可能使液壓缸卸載或減載。 ⑦工作裝置液壓缸設計應考慮三化。采用系列參數(shù)，盡可能減少液壓缸零件種類，尤其是易損件的種類。 ⑧工作裝置的結構型式和布置便于裝拆和維修，尤其是易損件的更換。 ⑨要采取合理措施來滿足特殊使用要求。  3挖掘機的工作裝置設計 3.1確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 3.1.1確定動臂的結構形式 動臂是工作裝置中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。 圖3.1 整體式彎動臂 直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。采用整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節(jié)變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。 整體式變動臂結構簡單、價廉，風度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作裝置少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全不通用的工作裝置。一般來說，長期用于作業(yè)相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。如圖3－1所示。 組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。 組合式動臂與整體式動臂相比各有優(yōu)缺點，它們分別適用于不同的作業(yè)條件。組合式動臂的主要優(yōu)點是： ①工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化進行調整。當采用螺栓或連桿連接時調整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調節(jié)。 ②較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統(tǒng)一化問題。因此其替換工作裝置較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業(yè)裝置要求，不需拆換。 ③裝車運輸比較方便。 由于上述優(yōu)點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用液壓挖掘機作業(yè)條件多時采用組合式動臂較為合適。 本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。 3.1.2確定斗桿的結構形式 斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機都采用整體式斗桿，當需要調節(jié)斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置2～4個可供調節(jié)時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。 本次設計采用整體式斗桿。 3.1.3確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構 （1).確定鏟斗的結構形式 鏟斗結構形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響比較大。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)對象和條件比較困難。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，結構形式各異的鏟斗。 目前，對鏟斗結構形式的研究還處于現(xiàn)場試驗、實驗室試驗或模型試驗階段，未建立起比較系統(tǒng)的理論。例如有人曾將兩只0.6m3容量而斗型不同的反鏟斗裝在RH6液壓挖掘機上進行對比試驗，結果如表3－1所示。由于砂的挖掘阻力較小，對鏟斗設計的合理性反映不靈敏，所以這兩種鏟斗的試驗結果差別不大。而對頁巖作業(yè)效果就大不一樣，其中一個鏟斗的切削前緣中間略微凸出，不帶側齒，側臂略呈凹形，這些因素使頁巖挖掘阻力降低。另一個鏟斗的情況則相反。 表3-1 反　鏟斗對比試驗結果　　　　 作業(yè)條件 鏟斗 編號 鏟斗充滿時間 （s） 生產率 （10KN/h） 效率 （%） 在頁巖中 作 業(yè) 鏟斗1 鏟斗2 19.05 40.6 42.6 22.68 100 53.3 在砂中 作 業(yè) 鏟斗1 鏟斗2 5.9 6.3 163.5 152.7 100 93.3 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，因此鏟斗內臂不宜設置橫向凸緣、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有物料。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(shù)都值得研究，對它的主要要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更換。 （2)確定斗齒安裝方式 目前，國產挖掘機斗齒安裝方式主要有兩類，斗容量q≤0.6m3時多采用螺栓連接（圖3－2a），斗容量q≥0.6m3時時多采用橡膠卡銷結構（圖3－2b）。 圖3.2a 螺栓連接結構斗齒 圖3.2b橡膠卡銷結構斗齒 本次設計斗容量為0.18 m3挖掘機，所以斗齒安裝方式為螺栓連接. 3.1.4鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 圖3.3 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 鏟斗與鏟斗液壓缸連接有三種型式（圖3－3），其區(qū)別主要在于液壓缸活塞桿端部與鏟斗的連接方式不同，圖3－3a為直接連接，鏟斗、斗桿與鏟斗液壓缸組成四連桿機構。圖3－3b中鏟斗液壓缸通過搖桿1和連桿2與鏟斗相連，它們與斗桿一起組成六連桿機構。圖3－3d和圖3－3b類似，區(qū)別在于前者液壓缸活塞桿端接于搖桿兩端之間。圖3－3c的機構傳動比與b差不多，但鏟斗擺角位置順時針方向轉動了一個角度。 六連桿方式與四連桿方式相比在同樣的液壓缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。六連桿方式b和d在液壓缸行程相同時，后者能得到更大的鏟斗轉角。但其鏟斗挖掘力的平均值較小。 本設計中選用圖3－3b的連接方式。 3.2確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 反鏟工作裝置實際上是多個連桿機構的組合。在發(fā)動機功率、整機質量和鏟斗容量等主要參數(shù)及工作裝置基本形式初步確定的情況下，工作裝置各鉸點在布置及各工作油缸參數(shù)的選擇是否合理，會直接影響液壓挖掘機的實際挖掘能力。 3.2.1動臂油缸的布置 圖3.4油缸前傾布置方案 圖3.5油缸后傾布置方案 動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。 ①油缸前傾布置方案，如圖3－4所示，動臂油缸與動臂鉸接于E點。當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。 ②油缸后傾布置方案，如圖3－5所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。 當兩方案的動臂油缸安裝尺寸DE′、鏟斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半徑R相等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即＜。此外，在后傾方案中，動臂EF部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點C與動臂油缸下鉸點D的距離CD比前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂Cp也較大。因此，在動臂油缸作用力相同時，后傾方案得到較大的動臂作用力矩，這是其優(yōu)點。 為了增大后傾方案的挖掘深度，有的挖掘機將長動臂CE′F′改換成短動臂CE′F″（圖3－5），并配以長斗桿。在最大深度處挖掘時，采用鏟斗挖掘而不是斗桿挖掘，這樣得到的最大挖掘深度為′＞。 顯然，不論是動臂油缸前傾還是后傾方案，當C、D兩鉸點位置和CE長度均不變時，通過加大動臂油缸長度可以增大動臂仰角，從而增大最大挖掘高度，但會影響到最大挖掘測試。所以，在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作裝置的作業(yè)尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。 本設計選用動臂油缸前傾布置方案。 3.2.2斗桿油缸的布置 確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。 保證斗桿油缸產生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍。 保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取100°～130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于10cm。一般來說，斗桿越長，則其擺角范圍可以取得越小一些。 鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，應進行適當修改。 3.2.3鏟斗油缸的布置 確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。 ①保證轉斗挖掘時產生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產生的最大斗齒挖掘力應能使?jié)M載鏟斗靜止不動 ②保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取140°～160°，在特殊作業(yè)時可以大于180°。當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10°,常取15°～25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。 ③鏟斗從位置Ⅰ到位置Ⅱ時（圖3－6），鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置Ⅰ開始挖掘。因此，目前一般取位置Ⅰ至位置Ⅱ的轉角為30°～50°，在這個角度范圍內可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力。 圖3.6 鏟斗轉角范圍 3.3動臂、斗桿、鏟斗機構參數(shù)的選擇 3.3.1反鏟裝置總體方案的選擇 反鏟方案選擇的主要依據(jù)是根據(jù)設計任務書規(guī)定的使用要求決定工作裝置是通用或是專用的。以反鏟為主的通用裝置應保證反鏟使用要求，并照顧到其它裝置的性能。專用裝置應根據(jù)作業(yè)條件決定結構方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時照顧其它條件下的性能。 反鏟裝置總體方案的選擇包括以下方面： ①動臂及動臂液壓缸的布置 確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式或整體式動臂的形狀。確定動臂液壓缸的布置為懸掛式或是下置式。 前面已確定采用整體式動臂，動臂液壓缸的布置為下置式。 ②斗桿及斗桿液壓缸的布置 確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調節(jié)。 前面已確定采用整體式斗桿，不采用變鉸點調節(jié)。 ③確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數(shù)=。 對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗桿之間的長度比可在很大范圍內選擇。一般當＞2時，（有反鏟?。?）稱為長動臂短斗桿方案，當＜1.5時屬于短動臂長斗桿方案。在1.5～2之間稱為中間比例方案。 要求適用性較強而又無配套替換構件或可調結構的反鏟常取中間比例方案。相反，當用配套替換構件或可調連接適應不同作業(yè)條件時，不同的配置或鉸點連接情況可組成各種比例方案。在使用條件單一，作業(yè)對象明確的條件下采用整體式動臂和斗桿固定鉸接，值由作業(yè)條件確定。從作業(yè)范圍看，在挖高、挖深與挖掘半徑均相同的條件下，愈大作業(yè)范圍愈窄，從挖掘方式看大宜用于斗桿挖掘為主，因其剛度較易保證。而值小宜用于以轉斗挖掘為主。 本設計采用中間比例方案,?。?.8。 ④確定配套鏟斗的種類、斗容量及其主參數(shù)，并考慮鏟斗連桿機構傳動比是否需要調節(jié)。 ⑤根據(jù)液壓缸系統(tǒng)壓力、流量、系統(tǒng)回路供油方式、工廠制造條件和三化要求等確定各液壓缸缸數(shù)、缸徑、全伸長度與全縮長度之比?？紤]到結構尺寸、運動余量、穩(wěn)定性和構件運動幅度等因素一般?。?.6～1.7，個別情況下因動臂擺角和鉸點布置要求可以取≤1.75，而?。?.6～1.7，＝1.6～1.7。 3.3.2機構自身幾何參數(shù) 圖3.7 反鏟機構自身幾何參數(shù)的計算圖 機構自身幾何參數(shù)有三類，第一類是決定機構運動特性的必要參數(shù)，稱原始參數(shù)，本次設計主要選擇長度參數(shù)作為原始參數(shù)；第二類是由第一類參數(shù)推算出來的參數(shù)，稱推導參數(shù)，多為運算中需要的角度參數(shù)；第三類是方案分析比較所需要的其它特性參數(shù)。 反鏟機構自身幾何參數(shù)的計算圖及有關符號如圖3-7所示。 反鏟機構各部分原始參數(shù)、推導參數(shù)和部分特性參數(shù)見表3-2所示。 表3-2 反鏟機構自身幾何參數(shù)表 參數(shù)分類 機　　　　構　　　　組　　　　成 鏟斗 斗桿 動臂 機體 符　　　　號　　　　意　　　　義 原始參數(shù) l3=QV,l12=MH l13=MN,l14=HN l24=QK,l25=KV l29=KH l2=FQ,l9=EF l10=FG,l11=EG l15=GN,l16=FN l21=NQ l1=CF,l6=CD l7=CB,l8=DF l22=BF l4=CP,l5=CA l17=CI,l19=CT l30=CS,l38=JT l39=JI 推導參數(shù) α9＝∠NMH α10＝∠KQV α4＝∠EFG α5＝∠GNF α6＝∠GFN α7＝∠NQF α8＝∠NFQ α2＝∠BCF α3＝∠DFC α11＝∠CAP α9＝∠TCP 特性參數(shù) K2=,l3 K2=,l3 K2=,l3 α1＝∠CZF σ= α11 K1= 備注 l—斗桿長 l1—動臂長 α1—動臂彎角 懸掛式α11＝∠ACU 3.3.3斗形參數(shù)的選擇 （1)鏟斗主要參數(shù)的選擇 斗容量、平均斗寬，轉斗挖掘半徑和轉斗挖掘裝滿轉角（這里令＝）是鏟斗的四個主要參數(shù)。、及三者與之間有以下幾何關系（圖3－8）。 圖3.8 鏟斗簡圖 　　 (3－1) 　其中：=0.18m3(已知)，鏟斗斗容量； 　 —鏟斗挖掘半徑，單位m； —鏟斗斗寬，根據(jù)反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍，查表3—3，?。?.65m； —鏟斗挖掘裝滿轉角，一般取＝90°～100°，?。?00°＝1.744rad 把、、代入式(3－1)得： 0.18＝0.5××0.75×（1.744－sin100°）× 表3—3 反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍 解得：＝0.7639m 鏟斗上兩個鉸點與的間距（圖3－9）太大將影響鏟斗傳動特性，太小則影響鏟斗結構剛度，一般取特性==0.3～0.38,?。?.34＝，=0.7639m,得出=0.273m。當轉角較大時取較小值，一般取=95°～115°，取=105°。 圖3.9 鏟斗示意圖 （2)斗形尺寸計算 根據(jù)鏟斗主要參數(shù)可進一步設計計算斗形其尺寸，如圖3-10所示。圖中三角形為等腰三角形，段為直線，弧段為拋物線。，拋物線頂點高度為。斗尖角c取值范圍一般為20°～30°，斗側壁角為b取30°～50°，包角b取108°。改變三角形的形狀可以獲得不同的形狀的斗形。 斗形尺寸根據(jù)比擬法=0.65m(已知)、=0.7639m(已知)以及參考表3—4, 得出： B= 0.65；l3= 0.7639；m=0.0682；R’=0.707；X1=0.284；X2=0.516；X3=0.840；L=0.54 解得方程組為 y1 =1.96x y2 =-0.593x2+0.402x+0.491 y3=3.1（x-0.707） 表3—4 斗形尺寸參考表 參數(shù)/mm 斗容量 q/ 0.65 1.0 b 1100 1400 1250 1370 m 180 230 R’ 1070 1140 X1 341 300 X2 840 996 X3 1280 1410 L 855 960 圖3.10 斗形尺寸計算圖 （3)初選斗齒的幾何形狀 鏟斗及切削時的主要參數(shù)，如圖3-11所示，圖中鏟斗容量q、長度L、寬度B、高度H、切削角、刃角β和后角γ等參數(shù)的選擇都對挖掘比阻力有直接影響。斗齒在鏟斗上的布置（齒寬和齒距）也是一個重要參數(shù)。 　為使斗側壁不參與切削，鏟斗應裝有側齒。 一般齒寬＝0.11=0.062m; 齒長＝0.26＝0.147m; 　 齒距為：=(2.5～3.5)=(0.16～0.192)m,取=0.155m 斗前臂與切削面的間隙取=0.7=0.0434m 又由于鏟斗寬度B=0.65m,齒寬與齒距之和為0.062+0.155=0.217m =5.01 因此鏟斗裝有5個齒。 另外齒尖應保持銳利，否則挖掘阻力將急劇增加。新鑄（或鍛）的齒只有 一個小的圓弧尖連續(xù)工作后，齒尖將逐漸磨損，并變鈍。通常，挖掘Ⅱ～Ⅲ級土壤，齒尖顯著磨鈍后，挖掘阻力將增加50～100%。因此，為避免這種超載挖掘，應及時更換或在齒刃口上堆焊硬質合金層。 斗齒做成楔入式或組合式，以便快速更換和修補。 切削角對切削阻力影響也很大。通常，挖Ⅰ～Ⅲ級土時，斗切削角為＝20°～35°（較大值適用于硬土，小值適用于一般土），常用切削角為＝30°，本次設計?。?0°，后角不應小于5°，刃角取25°。 圖3.11 斗齒參數(shù)圖 3.3.4 動臂機構參數(shù)的選擇 根據(jù)說明書知：鏟斗容量＝0.18m3 最大挖掘半徑—=4000mm； 最大挖掘深度—=2800mm； 最大卸載高度—＝2800mm； 據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般與+ + 的和很接近。因此由已知的，和可按下列經驗公式初選、： ＝　　　　　　　　　　　　　　　?。?-2） =K 其中：=4m； 一般取1.1至1.8，此處為加長斗桿方案，取1.8。 經計算得出：=1.471m； 　　= =1.2×1.471=2.648m 在三角形CUF中，、和都可以根據(jù)經驗初選出： 其中：—動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，但太小對結構的強度不利，一般取120°～140°，?。?40°；—前面已算出為2.648m；—動臂轉折處的長度比，一般根據(jù)結構和液壓缸鉸點B的位置來考慮，初步設計?。?.1～1.3，?。?.2；因此根據(jù)公式及圖3—12：可以算出、、 圖3.12 動臂示意圖 l＝　　　　　　　　 l＝K l　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 （3-3） α=∠UFC＝arccos() 經計算得出：UC= =0.984m； UF= =1.930m； ∠UCF = =18.1°　　　　　 動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比K4按不同情況選取，專用反鏟可?。?.8；以反鏟為主的通用機，＝0.8～1.1；斗容量1m3左右的通用機，則可?。?。 本設計中?。?。 的取值對特性參數(shù)、最大挖掘深度和最大挖高度有影響。 加大會增大，縮小?；居米鞣寸P的小型機?。?0°。 本設計中?。?0°。 斗桿液壓缸全縮時=最大（圖3－13），常選（）= 160°～180°。本設計中?。ǎ?70°。 圖3.13 最大卸載高度時動臂計算簡圖 取決于液壓缸布置形式，動臂液壓缸結構中這一夾角較小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼耳座上，B在Z的下面。初定∠BCZ＝5°，根據(jù)已知∠ZCF＝18.1° ，解得∠BCF＝13.1° 由圖3-13得最大卸載高度的表達式為 　 ?。?-4） 由圖3-14得最大挖掘深度絕對值的表達式為 　　　　　　（3-5） 將這兩式相加，消去， 并令＝＋，＝+-，得到： ＋－［- -A)+［-1］=0 （3-6） 圖3.14最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖 又特性參數(shù)： ＝　　　　　　　　　　　　　　?。?-7） 因此　　　　?。? 　　　　　　　=) （3-8） 將上式代入式（3-6）則得到一元函數(shù)f()=0。式中和已根據(jù)經驗公式計算法求出， 　　　　　經計算得出：＝21.42°；＝144.25° 最后由式（3-5）求為 　　　　?。健　　　　　　　。?-9） ＝0.5403m （其中：=2.648m；＝1.471m；＝83.1°； 通過參考其他機型以及經驗公式取=0.701m） 然后，解下面的聯(lián)立方程，可求σ和ρ： 　　　　　=arcos()=arc() =arcos()=arc() （3-10） 于是：　　　 = = λ1 （3-11） =σ· 經計算得出：＝1.24；＝0.65；=0.8193m； λ1=1.6 ＝1.310m；=1.023m 得到的結果符合下列幾何條件：+=1.89≥λ1；|- ︳=0.0.42≤1 3.3.5斗桿機構參數(shù)的選擇 第一步計算斗桿挖掘阻力： 斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數(shù)，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角（參考圖3-15）∠VFV2==50°～80°,?。?5°，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時斗齒的實際行程為： 圖3.15 斗桿機構參數(shù)圖 　　　　　 　　　　　　其中：rg斗桿挖掘時的切削半徑，rg； 　　　　　?。剑?.471＋0.7639＝2.235m 斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算： 　　　　?。? 斗桿挖掘阻力為： 　　　　　(3－12) 式中—挖掘比阻力，＝20（Ⅲ級土壤以下） 　　—土壤松散系數(shù)近似值取1.25。 斗桿與鏟斗和之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉角往往要達到150°～180°。 　　　　　　　 　　　　　　　計算得：＝＝0.895m 　　　把、、、、代入式3-12得 　　　　?。?.837KN 第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。 　　?。? 其中：根據(jù)經驗公式計算法得出＝15.67KN 斗桿液壓缸初始力臂與最大力臂之比是斗桿擺角（其取值范圍為105°至125°，此處選擇110°）余弦函數(shù)。設,則 　　　　?。? 　由圖3－13，取，求得 　　　　　?。?.824m =λ2=1.602m =1.645m 3.3.6連桿、搖臂參數(shù)的選擇 1.確定L3min，L3max的值 圖3.16鏟斗平均挖掘阻力示意圖 鏟斗的平均挖掘阻力為： F1J=5012ChJ1.35BAZX+FD 其中C:土壤硬實密實計打擊次數(shù)，對Ⅲ級土壤，＝9～15，對Ⅳ級土壤，＝16～35；本設計?。?5。 hJ1.35：平均切削厚度。 B：切削刃寬度系數(shù)（m），B=1+2.6b=2.69 A：切削角變化影響系數(shù)，A=1.3 Z：帶有斗齒的系數(shù)，Z=0.75 X：斗側壁厚度影響系數(shù)，X=1.15cm FD：切削刃擠壓土壤的力，此處取 FD=10KN ?max：鏟斗挖掘裝滿總轉角的一半，有前面選擇可知 ?max=0.828rad 平均切削厚度hJ1.35=l32?max-0.5l32sin2?maxl3（?max+sin?max）=0.161 F1J=5012ChJ1.35BAZX+FD=46.51KN 挖掘阻力F1J所做的功W3J: W3J=F1Jl3?3 =108.52KN?M ?3：為鏟斗總轉角，查閱資料取175° 鏟斗推力所做的功 由經驗公式知=306.25KN；又= W3J，=1.5。 解得：=0.7087m，L3max=1.063m。 2.連桿機構確定 從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求考慮，必須保證鏟斗六連桿機構在全行程中任一瞬間時都不會被破壞，即保證△、△及四邊形在任何瞬間皆成立。根據(jù)有關文獻，推薦按下面比例關系初選鏟斗連桿結構的主要尺寸： KQ=l3/3=0.3201m，MN=KQ=MK=0.3201m，NQ=0.7MN=0.2241m  4挖掘機液壓系統(tǒng)設計 油管及管接頭、密封圈、壓力表、油位油溫計等。液壓油是液壓系統(tǒng)中傳遞能量的工作介質，有各種礦物油、乳化液和合成型液壓油按照液壓挖掘機工作裝置和各個機構的傳動要求，把各種液壓元件用管路有機地連接起來的組合，稱為挖掘機的液壓系統(tǒng)。液壓挖掘機的基本液壓系統(tǒng)是由能使挖掘機完成基本作業(yè)動作并以手動控制為主的基本功能回路所構成的液壓系統(tǒng)。 一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向整個液壓系統(tǒng)提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。執(zhí)行元件（如液壓缸和液壓馬達）的作用是將液體的壓力能轉換成機械能，驅動負載做直線往復運動或回轉運動?？刂圃锤鞣N液壓閥）在液壓系統(tǒng)中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據(jù)控制功能的不同，液壓閥可分為壓力控制、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥又分為溢流閥（安全閥）、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調整閥、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據(jù)控制方向不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例閥。輔助元件包括油箱、濾油器等幾大類。 液壓系統(tǒng)設計的主要內容是系統(tǒng)設計和液壓元件選擇。 液壓系統(tǒng)的合理設計，要滿足機械傳動要求、并考慮動作配合和運動速度，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。 4.1確定液壓系統(tǒng)類型 本次設計的挖掘機液壓系統(tǒng)原理圖如圖4.1所示，該系統(tǒng)為高壓定量雙泵開式系統(tǒng)，液壓泵1、2輸出的壓力油分別進入兩組由三個手動換向閥組成的多路換向閥A、B。進入多路換向閥A的壓力油，驅動回轉馬達、鏟斗缸，同時經中央回轉接頭驅動左行走馬達；進入多路閥B的壓力油，驅動動臂缸和斗桿缸，并經中央回轉接頭驅動右行走馬達。從多路閥A、B流出的壓力油都要經過限速閥進入總回油管，再經背壓閥、冷卻器、濾油器流回油箱。當單個換向閥處于中間位置時，構成卸載回路。 圖4.1 挖掘機液壓系統(tǒng)原理圖 4.2液壓元件的選擇 4.2.1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)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)技術要求、經濟效果和制造可能性等三方面來確定。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構，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。 現(xiàn)有單斗液壓挖掘機所用工作壓力有： ①中高壓　壓力小于20000kPa,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32000kPa，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)目前生產水平，壓力再進一步提高，經濟上不能帶來相應的優(yōu)越性。 ③超高壓　壓力超過32000kPa，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。 4.2.2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生推動機構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方案所確定，它與工作裝置的結構方案及鉸點位置有關，而機構方