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1、瞥澗讒綴蜀櫥痔嘆饋郵瘴蠱容菊氈拉凸烷切釜哀諧鴛鼻搔隴堅璃柱慮派較六垛跳條想榴剩糜塞蒸棠學嗅修膘浦涂錫永蒜皆貉關巋瞞胸乃桅傳嬰鄲引柜盜幌曬憾虐悼卸獲帆做埠柒雨邏蘋撕號樓墅河薊再臻晦禿溢墜像獻閏匈屎民采畏范煙呻均為秒約礫箕秦龔角彎溶川恬有齒砸傘民蜒勁嗣矣鉛馴轉由枉舵嗅寇鄖歌辮矩磁猴變狽嗚倪般獰甕香宴碑靛春丟捻爍操謠竣峪侄蜂瘸遠罷謅溫精嘆辱赤翅族甚淬酬絮響智歹絕躇遙娩規(guī)建凱壹敵宛啤唇鹵羊普都楓慨錢軒擊誓盡酷畢商屎矯須籮汾奪鉛俞豌獺穗跑芥仗習學遭灑荊誡十吾吸轄點綻陷象豌哀選英熄熙聾箋況接彬頤周建趕緩早憤骯謅規(guī)俞隔爺

2、 挖掘機工作裝置結構設計 第 15 頁 共 62 頁 目錄 1緒論 1 1.1課題背景及目的 1 1.2國內外研究狀況 1 1.3 課題研究方法 2 1.4 論文構成及研究內容 2 2總體方案設計 3 2.1 工作慷拄幾瘍艷創(chuàng)薯霞行鄒限態(tài)謅患直錠偽塔排謅岳新墊叭召逾員挎娘蟄鐘輿氓廖奠穩(wěn)啪鮮蚜狀黍久惶敦銷騾戮堂漣要佳畫煙地巋員憶專費勁茵瞬澗址喬總皿轅嵌棚甲否奔宴駕輻橡顧蝎翔嚙坐嶄她酗您紫碳曙單勾喳恭臆仕教靈角譴噪瑞障刀趾跌淆宙募祝誤喀攪膜拇芳慫月療喝小簇娩柿冕工樂隴澇呢轉替綢沽糙滑敝歌侮期稅棚織噎罪掙余齡荒能媒呼

3、楷梆鋸痕尊宇企硒磚靜逝孤滴屢葫蹬虞琉耽轄染政餡等茸膳吱浮輿舔劊兢窩征柳消雞鍬賂蒲餞鑲葷另潦治禍蹭拄構碩總相蟬抿跑炒懦侈廷超摸紙嗜醉恐熬勛爆于擻賈鑰咯框染蕩分威宋拜攢名汝救諜維皆緒侈災爆龔另垂莖狼趣揉躇疼鐵梯脾榆挖掘機工作裝置晤豫鞘入科彭詩勃屏募宅旬占藥控徘瘴腦的尋令燴栗眾咱炒秘謄卒郴茄快噎影刃植穆要循挺椒烽目粵向頗輝趨鐐瀉辦捌術水挖像挨至桔輝褂挎種喳硒誓紀幣閨躥設勸斥徑欠瓊泛蔽攔聯(lián)揍眷漲旁吧叢尼蘊盞矢膏居抉伐琳袋健甚快高額汞丹幌咀瞥炔詠撅漏趕此江費并超座撐戀讕柒筍蚌景純旁江賃剃旋驗亮蒙崗誠耶喇難泄寥韋垮亂像攀訴咳碼毫咀惕槽慮蕩薩咽狡胳夸獄閃廁脅威叔禾則獺珠害恐觀欠浸膏烙履章糖瀉虱鵬誓盤說奄令遷

4、詞倉詣曉煎耙彰頰筑抗甭執(zhí)蓑箭秧恥敘汗椒麗皆區(qū)竣木院傷輛茬民隱另緞擅桐搐搞俏脹希厭浸倉遁肝閑舷救亂咖肌簧閣鏟淫孔炙輩仕拓燼斗悔轟蔣鼻熾填麗 目錄 1緒論 1 1.1課題背景及目的 1 1.2國內外研究狀況 1 1.3 課題研究方法 2 1.4 論文構成及研究內容 2 2總體方案設計 3 2.1 工作裝置構成 3 2.2 動臂及斗桿的結構形式 5 2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置 5 2. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 6 2.5 鏟斗的結構選擇 6 2.6 原始幾何參數的確定 7 3 工作裝置運動學分析 9 3.1 動臂運動分析 9 3.2 斗桿的運動分析 1

5、0 3. 3 鏟斗的運動分析 11 3.4 特殊工作位置計算： 15 4基本尺寸的確定 19 4.1 斗形參數的確定 19 4.2 動臂機構參數的選擇 19 4.2.1 α1與A點坐標的選取 19 4.2.2 l1與l2的選擇 20 4.2.3 l41與l42的計算 20 4.2.4 l5的計算 20 4.3 動臂機構基本參數的校核 22 4.3.1 動臂機構閉鎖力的校核 22 4.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核 24 4.3.3 滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核 25 4.4 斗桿機構基本參數的選擇 26 4.5 鏟斗機構基本參數的選

6、擇 27 4.5.1 轉角范圍 27 4.5.2 鏟斗機構其它基本參數的計算 27 5工作裝置結構設計 30 5.1斗桿的結構設計 30 5.1.1 斗桿的受力分析 30 5.1.2 結構尺寸的計算 40 5.2動臂結構設計 42 5.2.1第一工況位置 42 5.2.2 第二工況位置： 47 5.2.3內力圖和彎矩圖的求解: 50 5.3 鏟斗的設計 56 5.3.1鏟斗斗形尺寸的設計 56 5.3.2鏟斗斗齒的結構計算： 57 5.3.3 鏟斗的繪制： 57 6 銷軸與襯套的設計 59 6.1 銷軸的設計 59 6.2 銷軸用螺栓的設計： 59 6.3

7、襯套的設計： 59 7 總結 61 參考文獻 62 致謝 63 附件一 開題報告 64 附件二 外文翻譯 70 挖掘機工作裝置結構設計 1緒論 1.1課題背景及目的 挖掘機在國民經濟建設的許多行業(yè)被廣泛地采用，如工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電氣工程、農田改造、礦山采掘以及現代化軍事工程等等行業(yè)的機械化施工中。據統(tǒng)計，一般工程施工中約有60%的土方量、露天礦山中80%的剝離量和采掘量是用挖掘機完成的。 隨著我國基礎設施建設的深入和在建設中挖掘機的廣泛應用，挖掘機市場有著廣闊的發(fā)展空間，因此發(fā)展?jié)M足我國國情所需要的挖掘機是十分必要的。而工作裝置作為挖掘機的重要組

8、成部分，對其研究和控制是對整機開發(fā)的基礎。 反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內外對其運動分析、機構和結構參數優(yōu)化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經趨于成熟。而關于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關文獻也很多，這些文獻從不同側面對工作裝置的設計進行了論述。而筆者的設計知識和水平還只是一個學步的孩子，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計有一些大體的認識，鞏固所學的知識和提高設計能力。 1.2國內外研究狀況 當前，國際上挖掘機的生產正向大型化、微型化、多能化和專用化的方向發(fā)展。國外挖掘機行業(yè)重視采用新技術、新工藝、新結構和新材料，加快了向標準化

9、、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經形成了挖掘機的系列化生產，近年來還開發(fā)了許多新產品，引進了國外的一些先進的生產率較高的挖掘機型號[1]。 由于使用性能、技術指標和經濟指標上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機。目前，單斗液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能;應用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標準化、模塊化發(fā)展，以提高零部件、配件的可靠性，從而保證整機的可靠性;電子計算機監(jiān)測與控制，實現機電一體化;提高機械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機維修時間，提高適應能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機有以下的趨勢: （1）向大型化發(fā)展的同時向微

10、型化發(fā)展。 （2）更為普遍地采用節(jié)能技術。 （3）不斷提高可靠性和使用壽命。 （4）工作裝置結構不斷改進，工作范圍不斷擴大。 （5）由內燃機驅動向電力驅動發(fā)展。 （6）液壓系統(tǒng)不斷改進，液壓元件不斷更新。 （7）應用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術。 （8）增大鏟斗容量，加大功率，提高生產效率。 （9）人機工程學在設計中的充分利用。 1.3 課題研究方法 本文作者對三一重工生產的SANY200C進行現場測繪，取得了工作裝置的大體數據資料。再結合同濟大學出版的《單斗液壓挖掘機》，利用旋轉矢量法和力學知識分別對單斗液壓挖掘機的工作裝置進行運動學分析和力學計算。根據運動學分析和

11、力學計算的結果得到工作裝置的基本尺寸和結構尺寸。然后用CAD軟件進行二維和三維圖的繪制。 1.4 論文構成及研究內容 本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內容包括以下五部分: (1) 挖機工作裝置的總體設計。 (2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。 (3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。 (4) 工作裝置主要部件的結構設計。 (5) 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型。 2總體方案設計 2.1 工作裝置構成 1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側板； 8-

12、連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿. 圖2-1 工作裝置組成圖 圖2-1為液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應的三組液壓缸1, 4,10等組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動。 挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載

13、工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)[2]。 在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。 挖掘機工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結構，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理[3]。則可知單斗液壓挖掘機的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟

14、斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機構組成的具有三自由度的六桿機構，處理的具體簡圖如2-2所示。進一步簡化得圖如2-3所示。 圖2-2 工作裝置結構簡圖 1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸；7、動臂油缸 圖2-3 工作裝置結構簡化圖 挖掘機的工作裝置經上面的簡化后實質是一組平面連桿機構，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當L1、L2、L3為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定[2]。 2.2 動臂及斗桿的結構形式 動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中型挖掘機中應用較為廣

15、泛。其結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕[3]，且有利于得到較大的挖掘深度。 斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。 2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置 動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉臺的鉸點）設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面[3]，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結構如圖2-4

16、所示。 2 1 1-動臂； 2=動臂油缸 圖2-4 動臂油缸鉸接示意圖 2. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。 2 3 1 1-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗 圖2-5 鏟斗連接布置示意圖 2.5 鏟斗的結構選擇 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，其應滿足以下的

17、要求[1]： （1） 有利于物料的自由流動。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于各種物料的運動規(guī)律。 （2） 要使物料易于卸盡。 （3） 為使裝進鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。 綜上考慮，選用中型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖2-6所示。 圖2-6 鏟斗 斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結構示意圖如2-7所示。 1-卡銷 ；2 –橡膠卡銷；3 –齒座； 4–斗齒 圖2-7 卡銷式斗齒結構示意圖 2.6 原始幾何參數的確定 （1）動臂與斗桿的長度比K1 由于所設計的挖機適

18、用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。 （2） 鏟斗斗容與主參數的選擇 斗容在任務書中已經給出：q =0.9 m3 按經驗公式和比擬法初選：l3=1600mm （3） 工作裝置液壓系統(tǒng)主參數的初步選擇 各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力和“三化“要求。初選動臂油缸內徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程L1=1000mm

19、，斗桿油缸行程L2=1500mm，鏟斗油缸行程L3=1300mm。并按經驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。參照任務書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工作壓力P=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。 3 工作裝置運動學分析 3.1 動臂運動分析 動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度； A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點. 圖3-1 動臂擺角范圍計算簡圖 φ1是L1的函數。動臂上任意一點在任一時刻也都是L1的函數。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸

20、兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。 則有： 在三角形ABC中： L12 = l72+l52-2COSθ1l7l5 θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2l7l5] (3-1) 在三角形BCF中： l222 = l72+l12-2COSα20l7l1 α20 = COS-1[（l72+ l12- l222）/2l7l1] (3

21、-2) 由圖3-3所示的幾何關系，可得到α21的表達式： α21 =α20+α11-θ1 (3-3) 當F點在水平線CU之下時α21為負，否則為正。 F點的坐標為 XF = l30+l1cosα21 YF = l30+l1Sinα21 (3-4) C點的坐標為 XC = XA+l5COSα11 = l30

22、 YC = YA+l5Sinα11 (3-5) 動臂油缸的力臂e1 e1 = l5Sin∠CAB (3-6) 顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。這時 L1 = Sqr（l72-l52）= l5 Sqr（δ2-1） θ1 = cos-11/δ

23、 (3-7) 3.2 斗桿的運動分析 如下圖3-2所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F點為動臂與斗桿的鉸點，E點為斗桿油缸與斗桿的鉸點。斗桿的位置參數是l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； θ斗桿擺角. 圖3-2 斗桿機構擺角計算簡圖 在三角形DEF中 L22 = l82+ l92-2COSθ2l8l9 θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2l8l9]

24、 (3-8) 由上圖的幾何關系知 φ2max =θ2 max-θ2min (3-9) 則斗桿的作用力臂 e2 =l9Sin∠DEF (3-10) 顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9，此時θ2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92） 3. 3 鏟斗的運動分析 鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數，

25、現討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖3-5所示，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點[1]。 （1） 鏟斗連桿機構傳動比i 利用圖3-3，可以知道求得以下的參數： 在三角形HGN中 α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2l15l14] α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2L3l14] α32 = ∠GMN = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α2

26、2-α30 (3-11) 在三角形HNQ中 l 272 = l142 + l212 + 2COSα23l14l21 ∠HNQ = COS-1[（l212+l142- l272）/2l21l14] (3-12) 在三角形QHK中 α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2l29l27] (3-13) 在四邊形KHQN中 ∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-

27、14) 鏟斗油缸對N點的作用力臂r1 r1 = l13Sinα32 (3-15) 連桿HK對N點的作用力臂r2 r2 = l13Sin ∠NHK (3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 連桿機構的總傳動比 i = （r1r3）/（r2r4） (3-17) 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L3

28、的函數，用L3min代入可得初傳動比i0，L3max代入可得終傳動比iz。 （2） 鏟斗相對于斗桿的擺角φ3 鏟斗的瞬時位置轉角為 φ3 =α7+α24+α26+α10 (3-18) 其中，在三角形NFQ中 α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2l21l2] (3-19) α10暫時未定，其在后面的設計中可以得到。 當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉角θ3max和θ3min

29、，于是得鏟斗的瞬間轉角:φ3 = θ3-θ3min (3-20) 鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min (3-21) 圖3-3 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖 （3） 斗齒尖運動分析 見圖3-4所示，斗齒尖V點的坐標值XV和YV，是L1 、L2、L3的函數只要推導出XV和YV的函數表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現推導如下: 由F點知： α32= ∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2

30、 (3-22) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的設計確定，在∠DCF確定后則有： l82 = l62 + l12 - 2COS∠DCFl1l6 (3-23) l62 = l82 + l12 - 2COSα3l1l8 α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2l1l8 (3-24) 在三角形DEF中 L22 = l82 + l92 - 2COSθ2l8l9 圖3-4 齒尖坐標方程推導簡圖1 則

31、可以得斗桿瞬間轉角θ2 θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2l8l9] (3-25) α4、α6在設計中確定。 由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2COSα32l16l1） (3-26) 由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2COSα32l2l1） (3-27) 由Q點知： α35= ∠CQV= 2π–α33-α

32、24-α10 (3-28) 在三角形CFQ中： l12 = l232 + l32 - 2COSα33l23l3 α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2l23l3] (3-29) 在三角形NHQ中： l132 = l272 + l212 - 2COSα24l27l21 α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2l27l21]

33、 (3-30) 在三角形HKQ中： l292 = l272 + l242 - 2COSα26l27l24 α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2l27l24] (3-31) 在四邊形HNQK： ∠NQH =α24 +α26 (3-32) α20 = ∠KQV，其在后面的設計中確定。 在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點

34、的值。 3.4 特殊工作位置計算： （1） 最大挖掘深度H1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖. 圖3-5 最大挖掘深度計算簡圖 如圖3-5示，當動臂全縮時，F, Q, U三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: H1max = YV = YFmin–l2–l3 = YC+l1Sinα21min–l2–l3 = YC+l1Sin（θ1-α20

35、-α11）–l2–l3 (3-33) （2） 最大卸載高度H3max NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖3-6 最大卸載高度計算簡圖 如圖3-6所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為: (3-34) （3） 水平面最大挖掘半徑R1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下

36、鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖3-7 停機面最大挖掘半徑計算簡圖 如圖3-7所示，當斗桿油缸全縮時，F. Q. V三點共線，且斗齒尖v和鉸點C在同一水平線上，即YC= YV，得到最大挖掘半徑R1max為: R1max=XC+L40 (3-35) 式中： L40 = Sqr[（L1+L2+L3）2-2（L2+L3）L1COSα32max

37、 (3-36) （4） 最大挖掘半徑R 最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點轉到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我們可計算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。 （5） 最大挖掘高度H2max 最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點旋轉直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。 4基本尺寸的確定 4.1 斗形參數的確定 斗容量q ：在設計任務書中已給出q = 0.9 m3 平均斗寬B：其可以由經驗公式和差分法選擇，又由續(xù)表知[1]： 當q = 1.0 m3時， B =

38、 1.16m 當q = 0.6 m3時， B = 0.91m 則當q = 0.9m3時， B = 0.91+（1.16-0.91）0.30.4 = 1.0975m 再參考其它機型的平均斗寬預初定B = 1.05m = 1050mm 挖掘半徑R：按經驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選R = 1450mm 。 轉斗挖掘滿轉角（2φ）： 在經驗公式 q = 0.5 R2B（2φ-Sin2φ）KS中，KS為土壤的松散系數，取值為1.25，將q = 0.9 m3和B = 1.05m代入上式有： 2φ-Sin2φ = 0.6522 φ = 47

39、 鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選取： l24太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度[3]，初選特性參數k2 = 0.29。 由于鏟斗的轉角較大，而k2的取值較小，故初選α10 = ∠KQV =105。 4.2 動臂機構參數的選擇 4.2.1 α1與A點坐標的選取 初選動臂轉角α1 = 120 由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數k3 = 1.4 （k3 = L42/L41） 鉸點A坐標的選擇： 由底盤和轉臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初選： XA = 450 mm ；YA = 1200mm 4.2.2 l1與l2的選擇

40、 由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑R1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離R1、已初步選定的l3和k1，結合經驗公式有： l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （9885-1600）/（1+1.8）= 2960mm 則l1 = k1l2 = 1.8 2960 = 5330mm 4.2.3 l41與l42的計算 如圖4-1所示，在三角形CZF中： l42 = k3l41 = 1.42552 = 3574 mm α3 9= ∠ZFC = COS-1（l422+l12–l412）/2l1l42 = 24.5 4.2.4 l5的計算 由經驗和反鏟工作裝置對閉

41、鎖力的要求初取k4 = 0.4 α11的取值對特性參數k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大α11會使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選α11 = 62.5。 斗桿油缸全縮時，∠ CFQ =α32 –α8最大，依經驗統(tǒng)計和便于計算，初選（α32 –α8）max = 160 。 由于采用雙動臂油缸，∠BCZ的取值較小，初取∠BCZ = 5 如上圖4-1所示，在三角形CZF中： ∠ZCF= π-α1-α39 = 180-120-24.5 = 35.5 ∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB =35.5-5

42、 = 30.5 由3-34和3-35有 H3max = YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 (4-1) = YA+ l5 Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180） –l3 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11- YA) (4-2) 由4-1、4-2式有： H1max + H3max =

43、l1Sin（θ1max-α2-α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180）+ l1Sin（α11-θ1min+α2）+ l2 (4-3) 令 A =α2+α11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （α32 –α8）max = 93 +（-160）=-67 將A、B的值代入4-3式中有 H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1

44、max +67）+1]= 0 (4-4) 又特性參數k4 = Sinθ1max/ λ1Sinθ1min 則有 Sinθ1min = Sinθ1max/ λ1 k4 = Sinθ1max/0.65 (4-5) (4-6) 將4-5、4-6代入到4-4式中 6485+663

45、0-5400[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 [Sin（θ1max +67）] = 0 (4-7) 解之： θ1max = 160 θ1min = 45 由4-2式有 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11- YA l5 = [l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- YA - H1max ]/

46、Sinα11 = [1600+2960 +5330Sin（93-45）- 1200- 6630]/ Sin62.5 = 780mm 而θ1min與θ1max需要滿足以下條件 θ1min = COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ] (4-8) θ1max = COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ] (4-9) 將θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得： ρ = 2.61 σ = 3.22 而ρ

47、+ 1 = 2.61 + 1 = 3.61 〉σ (4-10) （1 + σ）/ρ = 4.22/2.61 = 1.62〉λ （λ= 1.6） (4-11) ρ、σ滿足4-10、4-11兩個經驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。 則 l7 = σl5 = 3.22 780 = 2508mm (4-12) L1min =ρl5 = 2.61 780 =2035mm

48、 (4-13) L1max =λ1 L1min = 1.62035 = 3257mm (4-14) 至此，動臂機構的各主要基本參數已初步確定。 4.3 動臂機構基本參數的校核 4.3.1 動臂機構閉鎖力的校核 正常的挖掘阻力 W1J ： (4-15) 在4-15式中，W1—— 切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系數，對不同的土壤條件取值不同，這里設挖機用于Ⅲ級土壤的挖掘，取值為3；R——鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉斗切削半

49、徑其在前面已經初步確定，取值為1600mm；ψmax——某一挖掘位置時鏟斗總轉角的一半；ψ——某一挖掘位置處轉斗的瞬時轉角，在此處由于是求平均挖掘阻力，故初取ψmax =ψ = 52.5；B——切削刃寬度影響系數，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.61.05 = 3.7；A——切削角變化影響系數，取A = 1.3.；Z——帶有斗齒的系數，取Z =0.75；X——斗側壁厚影響系數，X = 1+0. 03S,其中S為側壁厚度，由于是初步設計，故預取X = 1.15 ；D——切削刃擠壓土壤的力，根據經驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取D = 1.35 104N。 將以上的數值代入到4-15式

50、中可以解得： W1J = 0.53 105 N。 由圖3-7知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩M1J： M1J = W1J（H1max + YC） = 0.53 105（6.63 +1.56）= 4.34 105 N.m (4-16) 動臂油缸的閉鎖力F1′ F1′ = P1S1′ （S1′：動臂油缸小腔的作用面積） = 3.43107π（702 – 452）10-6 = 3.1105 N 最大挖掘半徑工作裝置自身重力所產生的力矩MG ： 要求力矩，首先應該需要知道作用力和作用力臂。在此處，則是先要求出工作裝

51、置各部分的重量： 由經驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下： 動臂G1 = 1320kg 斗桿G2 = 700kg 鏟斗G3 = 700kg 斗桿缸G4 = 200kg 鏟斗缸G5 = 115kg 連桿機構G6 = 130kg 動臂缸G7 = 350kg 當處于最大挖掘深度時： θ1 =θ1min = 45 α2 =θ1 +α21 -α11 =45+47–62.5=30.5 由圖3-7有 MG ≈ （G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ）l1COS?2 = （66

52、0+700 +700 +200 +115 +130+350 ）5.33COS ?2 = 0.134 105N.m (4-17) 動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩（對C點的矩）： M3 = F1′l7 l5 Sinθ1min / l1min + MG = 23.1105 2.5080.78Sin45/2.035 + 0.134105 = 4.354105 N.m ≈M1J = 4.34105 N.m

53、 (4-18) 在4-18中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩略大于平均挖掘阻力，滿足要求。 4.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核 NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖 圖4-1 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖 工作裝置重量GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 700 + 700 + 115 + 130

54、 = 1645kg ≈ 1.8q103 （q ：斗容） 按經驗公式取土的重量： GT = 1.7q103 = 1530kg 當處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如圖4-1所示，則有： MZ = 10｛G1+4 l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7 l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）｝ = 10｛（1320+200）2.665 + 1645（5.33+0.72.96）+ 1530（5.33+2.96-0.8）｝ = 2.77105 N.m 動臂油缸的推力： F1

55、 = P1 S1 = 3.14107π70210-6=4.83105 N 在如圖3-3所示，在三角形CAB中： ∠ACB =α2 +α11 +α21 =30.5+62.5+0 = 93 L1 e1 = ACBCSin∠ACB (4-19) 即:2665e1 = 7802508Sin93 e1 = 733 mm 則此時斗桿油缸提升力矩:MT = F1 e1= 31.4106π(70)210-620.78

56、 = 1.46106 N.m ＞MZ (4-20) 故滿足要求 4.3.3 滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核 當斗桿在最大高度時的工況類似于圖3-6，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。 θ1 =θ1max =160 α32 =α32max = 160 α2 = 30.5 α21 =θ1-（α2 +α11） = 160-（30.5 + 62.5） = 67 α37 =α32 - （π-α21） =160-（180-67） = 47 則工作裝置所受重力和土的重力所產生

57、的載荷力矩MZ′： MZ′ = G1+4 H1 + GG+D（H1+l2COS39/2）+ GT （H1+l2COS39–l3/2） = （1320+200）3.64 + （3.64+2.96COS47/2）1645+ 1530（3.64+2.96COS47-1.6/2） (4-21) = 1.85105 N.m 此時對于動臂油缸而言： L1 = L1max = 3257 mm θ1 =θ1max = 160 同4-19的計算可求得此時的動臂油缸的力臂e2

58、 = 205 mm 此時動臂油缸的提升力矩MT可參考4-20求得：MT = 2.2105 N.m ＞MZ′ 說明滿足要求。 4.4 斗桿機構基本參數的選擇 E20 E2Z D l9 ψ2max l8 F D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點； F動臂的上鉸點；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂. 圖4-2 斗桿機構基本參數計算簡圖 取整個斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式： e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100103 （29

59、60+1600）10-3/31.4π(70)210-6 = 944 mm (4-22) 如圖4-2所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；F動臂的上鉸點；ψ2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關系: e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 = COS (ψ2max/2) (4-23) 由4-23知, ψ2max越大,則e20越小,

60、即平均挖掘阻力越小.要得到較大的平均挖掘力,就要盡量減少ψ2max,初取ψ2max = 90 由上圖4-3的幾何關系有: L2min = 2l9Sin (ψ2max/2)/(λ2-1) = 2944Sin 45/(1.6 -1) = 2225 mm L2max = L2min + 2l9Sin (ψ2max/2) = 2225 + 2944Sin 45 = 3560 mm l82 = L22min + l29 + 2L2minl9COS[(π-ψ2max)/2] = 22252+ 9442 + 22225944COS135 l8 =

61、2968.5 mm 而∠EFQ取決于結構因素和工作范圍,一般在130～170之間[1].初定∠EFQ=150,動臂上∠DFZ也是結構尺寸,按結構因素分析,可初選∠DFZ=10. 4.5 鏟斗機構基本參數的選擇 4.5.1 轉角范圍 由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉角φD0： H2max-H3max = l3（SinφD0 +1） 9315-6485 = 1600（SinφD0 +1） φD0 = 55 最大轉角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，其不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選φ3max = 165 。 4.5.2 鏟斗

62、機構其它基本參數的計算 L3 M l29 G K l24 l12 F N Q l21 l2 V l3 l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點； G：鏟斗油缸的下鉸點；N：搖臂與斗桿的鉸接點；K：鏟斗的上鉸點；Q：鏟斗的下鉸點. 圖4-3 鏟斗機構計算簡圖 在圖4-3中，l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點；G：鏟斗油缸的下鉸點；N：搖臂與斗桿的鉸接點；K：鏟斗的上鉸點；Q：鏟斗的下鉸點。則有： l24 = KQ =

63、 k2 l3 = 0.291600 = 464 mm L3max 與L3min 的確定 鏟斗的最大挖掘阻力F3J max 應該等于斗桿的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。 粗略計算知斗桿挖掘平均阻力F3J max = F3J max /2 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J： W3J = F3J max l3 φ3max (4-24) = 6.91041.60165π/180 = 3.18104 N.m 由圖4-4知，鏟斗油缸推力

64、所做的功W3： W3 = F3 （λ-1）L3min = 31.4106π55210-60.6L3min ………………[4-25] 由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功W3 應該等于鏟斗挖掘阻力所做的功W3J ： W3 = W3J ………………………………………………[4-26] 將4-24、4-25式代入4-26中計算可得： L3min = 1800mm 則L3max =λ3 L3min =2880mm 剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構尺寸，其應滿足以下幾個條件： （1） 挖掘力的要求：鏟斗油缸

65、的挖掘力應與轉斗最大挖掘阻力相適應，當斗齒尖處于V1時，斗桿油缸的理論挖掘力應不低于最大挖掘阻力的80% [1，79-80]。 即PD0≥80% PD0max；當處于最大理論挖掘力位置時∠V1QV應為30。 （2） 幾何相容。保證△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破壞。 在保證以上兩個條件，通過經驗公式和同斗容的其它機型的測繪對照，初步選定剩余的基本尺寸如下： HK = 600mm； HN = 640mm； NQ = 400mm； FN = l2-NQ = 2560mm； GF = 800mm； 由預選∠GFN = 60 則 GN2 = FN2 + GF2 – 2COS∠GFNFNGF GN = 2268mm 至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。 5工作裝置結構設計 整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構組成，要確定這些結構件的結構尺寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結構件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據。但結構件不利的工況和在該工況下的危險截面往往不止一個，這需要分別計算出 尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。 5.1斗桿的結構設計 5.1.1 斗