4.1 液压系统方案及参数确定
表4.1 WY200C液压履带式挖掘机主要技术参数 项目名称 标准斗容量 发动机型号 发动机标定输出功率 最大挖掘半径 最大挖掘高度 最大挖掘深度 最大卸载高度 回转速度 行走速度 爬坡能力 作业循环时间 主机长/宽度 履带平均接地比压 发动机额定转数 整机质量 理论生产率 最大挖掘力 系统工作压力 履带板宽度 主机运输尺寸(长X宽X高) 单位 m3 kW/r/min m m3/h m m r/min km/h % S MPa MPa r/min t m3/h kN MPa m mm 数 值 1 6135K-16 106/2100 10.4 7.78 6.46 5.7 0-13.2 *0-5.5 70 18-22 0.077 0.048 2100 20.8 200 142 36 0.6 9850x3000x3100 执行元件是液压系统的输出部分，必须满足机器设备的运动功能、性能要求和结构、安装上的限制。根据所要求的负载运动形态，选用不同的执行元件配置，如下表4.2所示
表 4.2 执行元件配置 运 动 方 式 左行走 右行走 直性行走 工作装置 外摆内收 回转 执 行 元 件 左液压马达 右液压马达 左液压马达+右液压马达 动臂液压缸 斗杆液压缸 铲斗液压缸 摆动液压马达 4.2 执行元件液压缸及系统压力的初选
由于铲斗的内收是为了铲料，而外摆是为了卸料，工作装置采用了两根动臂液压缸、一根斗杆、一根铲斗油缸。要使机构正常工作且具有平稳性，两动臂液压缸必须同步运动，这就要求任何时刻进出油路的压力油，必须保持一定的压力平衡。为此，采用平衡阀控制油路中液压油的压力值。
根据挖掘机主要用于建筑施工、矿山的特点，本设计选择双作用单活塞杆式液压缸。
(1) 液压缸参数的选择
每斗料的重量
M = 1.2?1.65 = 1980 (Kg)
（4.1）
G = m?g = 1980?9.8 = 19404 (KN)
（4.2）
由卸料斗的尺寸图按极限情况计算得
所挖斗料自重G与铲斗液压缸产生的推力F在卸料斗底板轴承铰接处转距平衡 即 F拉?L1 = G?L2 （4.3）
F拉?374.5 = 19404?1206
得
F拉?19404?1206?81.2 (KN)
374.5工作压力的选定关系到设计出和系统是否经济合理；工作压力低，则要求执行元件的容量大，即尺寸大、重量重，系统所需流量也大；压力过高，则对元件的制造精度和系统的使用维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根据机械的类型来选择工作压力。
执行元件工作压力可以根据总负载值或者主机设备类型选取，如表2.3与表2.4所示。
表4.3 负载和工作压力之间的关系 负载F/KN 工作压力 P/MPa ＜10 10—20 70—140 140—250 ＞250 0.8-1.2 1.5-2.5 10—14 18—21 32 表4.4 各类机械常用的系统工作压力 农业机械、液压机、重型机设备类型 精加工机床 组合机床 拉 床 小型工程机械、大中型挖掘械、工程机机、起重运输机械辅助机构 工作压力 P/Mpa 0.8-2 3-5 5-10 1-16 械 16-32 由负载值大小查上表，参考同类型挖掘机，取液压缸工作压力为25MPa安装方式选择缸头耳环带衬套，活塞杆端连接方式选择杆端外螺纹杆头耳环带衬套。又因其伸缩速度缓慢但压力大，故选择带缓冲，油口连接方式选择外螺纹[25]。
4.3 计算工作装置铲斗液压缸的主要尺寸
活塞杆直径d与缸筒内径D的计算 受拉时： d=(0.3-0.5)D
受压时： d=(0.5-0.55)D (p1<5mpa) d=(0.6-0.7)D(5mpa< p1<7mpa)
d=0.7D(p1>7mpa)
(1) 液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定
根据技术条件：确定液压缸径和杆径及行程为：缸径D=Φ125mm，杆径d=0.7D=Φ85mm 由此计算出液压系统工作压力为：
P=
F1?(D2?d2)4 （4.4）
=（2847×103）/（π×（1252-852）） =32MPa
式中F为锁紧力，F=284KN (2) 缸筒壁厚计算
根据机械设计手册，在此液压系统中，3.2≤D/δ＜16，故缸筒壁厚应用中等壁厚计算公式，此时：
δ=
PyD +C （4.5）
(2.3[?]?3Py)?ψ：强度系数，对无缝钢管， ψ=1C：用来圆整壁厚数 Py:液压缸内最高工作压力。Py=10Mpa D：缸筒内径
[σ]= [σs]/2.5=175/2.5=70MPa δ=10×220/(2.3×60-3×10)+C=25mm
故油缸缸筒外圆取D1=125mm. (3) 缸筒强度校核
根据SL41-93，缸体合成应力按下式计算：
σ
式中：[σ]=60MPa
zh1
=?z1??n1??z1?h1≤[σ] （4.6）
22p(D2?d2)σz1：纵向应力： σz1==22MPa (4.7)
4D1? σh1：环向应力： σh1=pD1=75 MPa (4.8)
2?P：工作压力，P=32MPa
D：油缸缸径，D=Φ125mm d：油缸杆径，d=Φ85mm δ：缸筒壁厚，δ=13.5mm 终计算， σ即: σ
zh1
=?z1??n1??z1?h1=53.2 MPa <70 MPa
22zh1
< [σ],符合要求.
(4) 活塞杆长度和缸筒长度计算
根据设计要求的行程，来设计活塞杆的长度；本油缸的行程为1020mm，故油缸的活塞杆的长度为1265mm，缸筒的长度为1500mm。 (5) 活塞杆强度计算
活塞杆受拉力最危险截面是两端连接螺纹的退刀槽横截面，（取截面直径较少值）其应力计算如下 ：
σn=?2?3?2≤[σ] （4.9）
式中σ为拉应力： σ=
4k.F?.d12 (4.10)
τ为剪应力： τ=
k1.k.F.d030.2d1 (4.11)
上面两公式中，K：螺纹拧紧系数，此处取K=1.25 K1:螺纹内摩擦系数,一般取K1=0.12 d1：活塞杆危险截面处直径，d1=80mm d0：螺纹外径，d0=82mm [σ]：70MPa
则：σ==38.4Mpa τ==25.9Mpa 得: σn=64.3MPa 所以: σn< [σ],符合工况要求。 (6) 下盖联接螺钉强度校核计算
螺钉联接采用高强度螺钉M20×80(GB/T70.1-2000)联接,两端数量均为24件，螺钉精度等级为10.9级，其强度校核，按照公式（4.10）、（4.11）。