小型液壓挖掘機工作裝置的設(shè)計_圖文

1、小型液壓挖掘機工作裝置的設(shè)計引 言挖掘機在國民經(jīng)濟建設(shè)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(nóng)田改造、礦山采掘以及現(xiàn)代化軍事工程等等行業(yè)的機械化施工中。據(jù) 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(chǔ)設(shè)施建設(shè)的深入和在建設(shè)中挖掘機的廣泛應(yīng)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 掘機的重要組成部分，對其研究和控制是對整機開發(fā)的基礎(chǔ)。反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復(fù)雜的空間機構(gòu)，國內(nèi)外對其運動分析、 機構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計方面都作了較

2、深入的研究，具體的設(shè)計特別是中型挖掘機的設(shè) 計已經(jīng)趨于成熟。關(guān)于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關(guān)文獻也很多，這些文獻從不同側(cè)面 對工作裝置的設(shè)計進行了論述。而筆者的設(shè)計知識和水平還只是一個學(xué)步的孩子，進行 本課題的設(shè)計是為對挖掘機的工作裝置設(shè)計有一些大體的認識，掌握實際工程設(shè)計的流 程、方法，鞏固所學(xué)的知識和提高設(shè)計能力。一、緒論(一）國內(nèi)外研究狀況當(dāng)前，國際上挖掘機的生產(chǎn)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(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)和新材料，加快了向標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、 通用化發(fā)展的步伐。 我國己經(jīng)形成了挖掘機的系列化生產(chǎn)， 近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品， 引進了國外的一些先

3、進的生產(chǎn)率較高的挖掘機型號。由于使用性能、技術(shù)指標(biāo)和經(jīng)濟指標(biāo)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(yīng)用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標(biāo)準(zhǔn)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(xiàn)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(yīng)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)展的同時向微型化發(fā)展。2、更為普遍地采用節(jié)能技術(shù)。3、不斷提高可靠性和使用壽命。4、工作裝置結(jié)構(gòu)不斷改進，工作范圍不斷擴大。

4、5、由內(nèi)燃機驅(qū)動向電力驅(qū)動發(fā)展。6、液壓系統(tǒng)不斷改進，液壓元件不斷更新。7、應(yīng)用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術(shù)。8、增大鏟斗容量，加大功率，提高生產(chǎn)效率。9、人機工程學(xué)在設(shè)計中的充分利用。（二）論文構(gòu)成及研究內(nèi)容本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構(gòu)組成挖掘機工作裝置進行設(shè)計。 具體內(nèi)容包括以下五部分:1、 挖機工作裝置的總體設(shè)計。2、 挖掘機的工作裝置詳細的機構(gòu)運動學(xué)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(jié)構(gòu)設(shè)計。5、 銷軸的設(shè)計及螺栓等標(biāo)準(zhǔn)件進行選型。二、總體方案設(shè)計（一）工作裝置構(gòu)成 1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸；

5、5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側(cè)板；8-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(yīng)的三組液壓缸 1, 4,10 等組成。動臂下鉸點鉸接 在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。依靠斗桿 缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達、轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)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

6、壓缸大腔 進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。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(zhuǎn)馬達，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟 斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進行第二 次挖掘循環(huán)。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)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(jié)構(gòu)，鏟斗是由厚度薄的鋼板焊接而 成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，可以對工作裝置進行適當(dāng)簡 化處理。則可知單斗液壓挖掘機的

7、工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、 斗桿油缸、 鏟斗油缸及連桿機構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機構(gòu)， 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(jié)構(gòu)簡圖 1­鏟斗；2­連桿；3­斗桿；4­動臂；5­鏟斗油缸；6­斗桿油缸圖 2.3 工作裝置結(jié)構(gòu)簡化圖挖掘機的工作裝置經(jīng)上面的簡化后實質(zhì)是一組平面連桿機構(gòu)，自由度是 3，即工作 裝置的幾何位置由動臂油缸長度L 1、斗桿油缸長度L 2、鏟斗油缸長度L 3 決定，當(dāng)L 1、L 2、 L 3 為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定。(二）動臂

8、及斗桿的結(jié)構(gòu)形式動臂采用整體式彎動臂， 這種結(jié)構(gòu)形式在小型挖掘機中應(yīng)用較為廣泛。 其結(jié)構(gòu)簡單、 價廉，剛度相同時結(jié)構(gòu)重量較組合式動臂輕，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(shù)挖掘機采用整體式斗桿。在本設(shè)計中由于不 需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。（三）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(zhuǎn)臺的鉸點）設(shè)在轉(zhuǎn)臺回 轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。大部分中小型液壓 挖掘機以反鏟作業(yè)為主，常采用動臂支點靠前布置的方案。油缸活塞桿端部與動臂的鉸 點設(shè)在動臂箱體下底板的凸緣上，雖然這樣會影響動臂的下降幅度，但

9、不會削弱動臂的3 結(jié)構(gòu)強度，而且使動臂的受力更加合理。對于斗容量為 0.25 m 的小型液壓挖掘機，單只動臂液壓缸即可滿足工作要求。具體結(jié)構(gòu)如圖2.2所示。（四）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(zhuǎn)角，改善了機構(gòu)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(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2.4所示。 1-斗桿； 2-連桿機構(gòu)； 3-鏟斗圖 2.4 鏟斗連接布置示意圖（五）鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，合適的鏟斗應(yīng)滿足 以下要求：

10、1、有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)壁不宜設(shè)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(yīng)大于4，大于 50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。綜上考慮，選用小型挖掘機常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)如圖2.5 所示。圖 2.5 鏟斗斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結(jié)構(gòu)示意圖如2.6所示。   1-卡銷 ；2 橡膠卡銷；3 齒座； 4斗齒圖 2.6 卡銷式斗齒結(jié)構(gòu)示意圖(六 原始幾何參數(shù)的確定1、動臂與斗桿的長度比 K 1由于所設(shè)計的挖掘機適用性較強，作業(yè)對象明確，一般不替換工作裝置，故取中間

11、比例方案，K 1 取在1.52.0之間?？紤]到 K1 值大，工作裝置結(jié)構(gòu)重心離機體近。初步 選取K 1=2，即l 1 / l2=2。2、鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇斗容量在任務(wù)書中已經(jīng)給出：q =0.25 m3  按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l 3=900mm，鏟斗平均寬度 B=800mm，鏟斗切削半徑 R= ° l 3=900mm,鏟斗裝滿轉(zhuǎn)角 2j = 92 . 65 。3、工作裝置液壓系統(tǒng)主參數(shù)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

12、動臂油 缸內(nèi)徑 D 1=125mm，活塞桿的直徑 d 1=80mm。斗桿油缸的內(nèi)徑 D 2=90mm，活塞桿的直徑 d 2=63mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑D 3=100mm，活塞桿的直徑d 3=70mm。按經(jīng)驗公式初選各油缸全 伸長度與全縮長度之比：1=2=3=1.6。參照任務(wù)書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工 作壓力P =20MPa，閉鎖壓力 Pg =21MPa。三、工作裝置運動學(xué)分析（一） 動臂運動分析  L 動臂油缸的最短長度； L 動臂油缸的伸出的最大長度； 1 min : 

13、1 max : 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動臂擺角1 是L1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻的坐標(biāo)值也都是L 1的函數(shù)。如圖 3.1 所示，圖中 L 動臂油缸的最短長度； L 動臂油缸的伸出的最大長度； 1 min : 1 max : q 動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；q  1 max : 動臂油缸兩鉸點分別 1 min :

14、0;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： 2 2 2 L 1  = ( l ´ l q 1 7 + l 5  - 2 7 ´ l 5 ´ cos 2 2 2 l + l - L 7 5 1 q  1

15、0;= 2 ´ l 7 ´ l 5 (3-1 圖 3.2 F、C點坐標(biāo)計算簡圖在三角形BCF 中： 2 2 2 l   7 + l a 20 22 = (l 1  - 2 ´ l 7 ´ l 1 ´ cos 2 2 2 l 7 + l 1 - l&#

16、160;22 a 20 = 2 ´ l ´ l 7 1 (3-2由圖3.2所示的幾何關(guān)系，可得到21 的表達式： a 21 = q 1 - a 2 - a 11 當(dāng)F 點在水平線CU 之下時21 為負，否則為正。F 點的坐標(biāo)為 X F = l30+l1×cos21 Y F = l30+l1×sin21 C 點的坐標(biāo)為 X C = X

17、60;A - l a 11 = l 30 5 ´ cos  Y C = YA +l5×sin11 動臂油缸的力臂e 1 e 1  = l q 1 7 ´ l 5 ´ sin  L 1 (3-3 (3-4 (3-5 (3-6顯然動臂油缸的最大作用力臂e 1max = l5(二）斗桿的運動分析如下圖 3.3 所示，D 點為斗桿油缸與動臂的鉸點

18、點，F(xiàn) 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(shù)是l 2， 這里只討論斗桿相對于動臂的運動， 即只考慮L 2 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； 2-斗桿擺角.圖 3.3 斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖在三角形DEF 中 2 2 L 2  l ´ l q 2 2 = ( 8 + l 9  - 2 8 

19、80; l 9 ´ cos 2 2 2 l + l - L 2 q 2 = 8 9  2 ´ l 8 ´ l 9 (3-7由上圖的幾何關(guān)系知斗桿相對于動臂的擺角范圍2max 2max =2 max­2min 則斗桿的作用力臂 e 2 = l 8 ´ l 9 ´

20、 sin  q 2 L 2 (3-9 (3-8l 顯然斗桿的最大作用力臂e 2max = l9，此時 q 2 = arccos 9 。l 8  （三）鏟斗的運動分析鏟斗相對于XOY 坐標(biāo)系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運 動，如圖3-4所示，G 點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F(xiàn) 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

21、鉸點，H 點為曲柄與連桿的鉸點。圖 3.4 鏟斗連桿機構(gòu)傳動比計算簡圖1、鏟斗連桿機構(gòu)傳動比 i利用圖3.4，可以求得以下參數(shù)： 在三角形HGN 中 2 2 2 l + l - L 3 a 22 = Ð HNG = 15 14 2 ´ l 15 ´ l 14 2 2 2 L 3 + l 15 - l 14&#

22、160;a 30 = Ð HGN = 2 ´ L ´ l 3 15 32 = GMN = ­ MNG ­MGN =­22­30 (3-10在三角形HNQ 中 2 2 2 l  l ´ l a 23 27 = ( 14 + l 21 

23、0;- 2 13 ´ l 21 ´ cos 2 2 2 l + l - l Ð NHQ = 14 27 21  2 ´ l 14 ´ l 27 (3-11在三角形QHK 中 2 2 2 l 29 + l 27 - l 24 a 27 = &

24、#208; QHK = 2 ´ l ´ l 29 27 (3-12在四邊形KHNQ 中NHK=NHQ+QHK 鏟斗油缸對N 點的作用力臂 r1 (3-13g 1 =l a 22 + a 30  13 ´ sin( 連桿HK 對 N 點的作用力臂 r2 r 2 = l13×SinNHK 連桿HK 對 Q 點的作用力臂 r3 (3-14g 3 

25、;=l 24 ´ sin a 29 連桿機構(gòu)的總傳動比i  i  = g 1 ´ g (3-152 ´ L 3 (3-16顯然 3-17 式中可知，i 是鏟斗油缸長度 L3 的函數(shù)，用 L3min 代入可得初傳動比 i0， L 3max 代入可得終傳動比i z 。2、鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為 q 3 = Ð FQV = a 7 + a 24

26、 + a 26 + a 10 其中，在三角形NFQ 中 2 2 2 l + l - l a 7 = Ð NQF = 21 2 16  2 ´ l 21 ´ l 2 (3-17(3-18當(dāng)鏟斗油缸長度L 3 分別取L 3max 和L 3min 時， 可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角3max 和3min ，于是得鏟斗的擺角范圍:

27、60;3 = 3max ­3min (3-193、斗齒尖運動分析見圖 3.5 所示，斗齒尖 V 點的坐標(biāo)值 XV 和 YV ，是 L1 、L 2、L 3 的函數(shù)只要推導(dǎo)出 X V 和 YV 的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下:由F 點知： 32= CFQ= 2  3  4  6 2 (3-20在三角形CDF 中

28、：DCF 由后面的設(shè)計確定，在DCF 確定后則有： 2 2 2 l l ´ l Ð DCF 8 = ( 6 + l 1  - 2 6 ´ l 1 ´ cos 2 2 2 l = ( l + l ´ l a 3 6 8 1  - 2

29、 8 ´ l 1 ´ cos 2 2 2 l 8 + l 1 - l 6 a 3 = Ð DFC =  2 ´ l ´ l 8 1 (3-21 (3-22 (3-23在三角形DEF 中 2 2 2 L = ( l  + l ´ l

30、 q 2 2 8 9  - 2 8 ´ l 9 ´ cos 圖 3.5 齒尖坐標(biāo)方程推導(dǎo)簡圖1則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角2 2 2 2 l 8 + l 9 - L 2 q 2 =  2 ´ l ´ l 8 9 (3-24 4、6 在設(shè)計畫圖中確定。 由三角形CFN 知：

31、60;l 28 = Sqr（l 16 2 + l1 2 ­ 2×cos32×l16×l1） 由三角形CFQ 知： l 23 = Sqr（l 2 2 + l1 2 ­2×cos32×l2×l1） 由Q 點知： 35= CQV= 2 33 24  10 在三角形CFQ 中： 

32、;2 2 l 1  2 = (l  23 + l ´ l a 33 3  - 2 23 ´ l 3 ´ cos 2 2 2 l 23 + l 13 - l 1 a 33 =  2 ´ l 23 ´ l 13 (3-25(

33、3-26(3-27(3-28在三角形NHQ 中： 2 2 l 13  2 = (l  27 + l 21  - 2 ´ l 27 ´ l a 24 21 ´ cos 2 2 2 l 27 + l 21 - l 13 a 24 = Ð NQH =  2 

34、;´ l 27 ´ l 21 (3-29在三角形HKQ 中： 2 2 2 l   27 + l a 26 29 = (l 24  - 2 ´ l 27 ´ l 24 ´ cos 2 2 2 l 27 + l 24 - l 29 a

35、 24 = Ð HQK = 2 ´ l 27 ´ l 24 (3-30在四邊形HNQK ： NQH =24 +26 20 = KQV ，其在后面的設(shè)計中確定。在列出以上的各線段的長度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標(biāo)我們就可以得到各 坐標(biāo)點的值。(3-31 （四） 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

36、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 最大挖掘深度計算簡圖如圖3.6示， 當(dāng)動臂全縮時，F(xiàn)  , Q,V 三點共線且處于垂直位置時， 得最大挖掘深度為: H 1max = YV = YFmin  l2  l3 = YC + L1 Sin21min  l2  l3 = YC

37、60;+ l1 Sin （1  20  11） l2  l3 (3-322、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3.7 最大卸載高度計算簡圖如圖 3.7 所示，當(dāng)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:

38、60;H 3 max = Y QMAX = Y q 1 MAX - a 2 - a 11  + l 2 sin( a 32 MAX + q 1 MAX - a 2 - a 11 - p  C + l 1 sin( (3-333、水平面最大挖掘半徑 R1max  NH -搖臂；HK -連桿；C -動臂下鉸點；A -動臂油

39、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 3.8 停機面最大挖掘半徑計算簡圖如圖3.8所示，當(dāng)斗桿油缸全縮時，F(xiàn) 、 Q 、V 三點共線，且斗齒尖 v和鉸點C 在 同一水平線上，即Y C = YV ，得到最大挖掘半徑R 1max 為: R 1max =XC +L40 式中： L 40 = Sqr（L 1+L2+L3）2   2×（L

40、 2+L3）×L1×COS32max  (3-35 (3-344、最大挖掘半徑 R2max  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 5.1 最大挖掘半徑時工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖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(zhuǎn)到水平面 而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計算得到：l 30 = 350mm 

41、；l 40 = 5650mm 。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(zhuǎn)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。四、 挖掘阻力分析（一）轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計算挖掘阻力可分為切向分力 F   , 其中法向分力相對很小，一般為 1 與法向分力 F 2F 2  = ( 0  0 . 2  F 1 F 1  =

42、 C  R  1 cos f 1 . 35 max BAZX + D f max - f(4-1 (4-2在式(4-2中，F(xiàn) 1 切削阻力的切向分力； C 土壤的硬度系數(shù)，對不同的土壤條件取值不同，這里設(shè)挖機用于級土壤的 挖掘，取值為90； R 鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑其在前面已經(jīng)初步確定，取 值為90 cm； max 挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；現(xiàn)初定總轉(zhuǎn)角為110°，則max = 55

43、° 某一挖掘位置處轉(zhuǎn)斗的瞬時轉(zhuǎn)角，B切削刃寬度影響系數(shù)，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×0.8 = 3. 08； A 切削角變化影響系數(shù)，取A = 1.3.； Z 帶有斗齒的系數(shù)，取Z =0.75； X 斗側(cè)壁厚影響系數(shù)，X = 1+0.03S ,其中 S 為側(cè)壁厚度，單位為 cm 。初步設(shè) 計時取X = 1.15 ； 4 D 切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取D = 0.8

44、× 10 N 。當(dāng) j = j max 時，出現(xiàn)轉(zhuǎn)斗挖掘最大切向分力 F 1 max ，其值為： 1 . 35 F  R  1 - cos j max  BAZX + D 1 mxa = C (4-3將各參數(shù)代入式(4-3得 1 . 35 F  90 ´ ( 1

45、0;- cos 55 °  ´ 3 . 08 ´ 1 . 3 ´ 0 . 75 ´ 1 . 15 + 8000 = 40788 N 1mxa  = 90 ´轉(zhuǎn)斗平均挖掘阻力按平均挖掘深度下的阻力計算，平均切削厚度為h = R (pj  - 90 ° sin 2 

46、;j  pj + 180 ° sin j(4-4平均挖掘阻力為R ( 3 . 1416 ´ j - 90 ° sin 2 j  1 . 35 F = C BAZX + D 1 p( 3 . 1416 ´ j + 180 ° sin j  將各參數(shù)代入上式得 F

47、 N 1 p  = 31157 (4-5（二）斗桿挖掘阻力計算° °斗桿在挖掘過程中總轉(zhuǎn)角一般為 60  80 ° ，現(xiàn)取 j S = 65 。斗齒尖的行程實際上是斗桿轉(zhuǎn)角 j S 所對應(yīng)的弧長 l S ，根據(jù)經(jīng)驗公式有 l S = 0 . 01745 R S j S R S 斗桿挖掘時切削半徑，斗桿與動臂鉸點至斗齒尖距離，單位

48、 m 斗桿挖掘時切削厚度按如下公式計算 h =q Bl S （4-7） （4-6） q 鏟斗容量 m 3 ，B 鏟斗切削寬度 m 斗桿挖掘阻力計算公式如下： °180 ´ q ´ K 0 F 2  d = K 0 hB =pR  S j S （4-8）式 （4-8） 中 K 0 

49、為挖掘阻力比， 由附表010查得， 對于級土取 K 0 = 2 ´ 10 5 2 , cm 對于 R l . 9 = 2 . 34 m , 將各參數(shù)代入式（4-8）得 S ，初步設(shè)計時取 R S  = ( 2 + l 3  ´ 0 °180 ´ 0 

50、. 25 ´ 2 ´ 10 5 F = 18844 N 2 d  = °3 . 14 ´ 2 . 34 ´ 65 取整為 F N ，斗桿挖掘阻力比轉(zhuǎn)斗挖掘阻力要小一些，這是由于斗桿挖掘 2 d  = 20000 行程較長，切削厚度較小的緣故。五、基本尺寸的確定（一）斗形參數(shù)的確定3 斗容量q ：在設(shè)計任務(wù)書中已給出q

51、 = 0.25 m 平均斗寬B：在設(shè)計任務(wù)書中已給出B  = 0.8 m 挖掘半徑R ：按經(jīng)驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選R = 900mm 轉(zhuǎn)斗挖掘裝滿轉(zhuǎn)角（2）：R、B及2三者與 q 之間有以幾何關(guān)系 2 q = 0.5 × R B （2­Sin2）K S 3 在上式中：KS 為土壤的松散系數(shù)，近似取值為 1.25。將q = 0.25 

52、;m 和B = 0.8m代入上式有：° . 65 = 46 j = 92 . 325 °鏟斗兩個鉸點K 、Q 之間的間距l(xiāng) 24 和l 3 的比值k 2 的選取：3 l 24 太大將影響機構(gòu)的傳動特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度 ，一般取特性參數(shù) k 2 = l = 0 . 3  0 . 38 。初選特性參數(shù)k 2 = 0.3。3 

53、;° ° 一般取 a 10 = Ð KQV = 95  115 。由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k 2 的取值較小，故初選a 10 = Ð KQV = 110 ° 。(二）動臂機構(gòu)參數(shù)的選擇1、1與 A 點坐標(biāo)的選取° 初選動臂彎角 a 1 =130 。由經(jīng)驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數(shù)k 3 = 1.65（k 3 = L42/L41） 鉸點 A坐標(biāo)的選擇：由底盤和

54、轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)，并結(jié)合同斗容其它機型的測繪，初選： X A  = 560 mm ；Y A  = 700mm 2、 l 1 與 l 2 的選擇經(jīng)統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑R 1 值與l 1+l2+l3 的值很接近，由已給定的最大挖掘半徑 R 1、已初步選定的l 3 和k 1，結(jié)合如下經(jīng)驗公式： l 2 =R 1 - l 3 ； 1 + K 1 l 1 

55、0;=K l 1 2 式中： l 1 為動臂長， l 2 為斗桿長，k1 為動臂斗桿長度比將各參數(shù)代入上式得： l  mm ； l 1  = K l ´ 1700 = 3400 mm 2 = 1700 1 2 = 2 3、 l 41 與 l42 的計算如圖5.1所示，在三角形CZF 中：  NH -

56、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 5.1 最大挖掘半徑時工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖 l  41 = l + k k 3 cos a 1 3 - 2 2 = + 1 . 65 2 - 2 ´ 1 . 65 

57、´ cos 130 °= 1407 mm l 42 = k3×l 41 = 1.65×1407 = 2321 mm2 2 2 l 42 + l ° 1 - l 41 a 29 = Ð ZFC = = 18 . 5 2 ´ l 42 ´ l 1 4、l

58、 5 的計算對于以反鏟為主的通用挖掘機要適當(dāng)考慮其他的換用裝置（如正鏟、起重等），而 且要求在地面以上作業(yè)時能有足夠的提升力矩，故初取k 4 = 0.85 11 的取值對特性參數(shù)k 4、最大挖掘深度H 1max 和最大挖高H 2max 均有影響，增大11 ° 會使k 4 減少或使H 1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選 a 11 = 60 。斗桿液壓油缸全縮時，CFQ =32  8 最大，根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計和便于計算，初選（3

59、2  8）max = 160 ° 。由于采用單動臂液壓缸，因此BCZ的取值較大，初取BCZ = 11 . 5 ° 如上圖5.1所示，在三角形CZF 中：ZCF =  1  39 = 180 ° - 130 ° - 18 . 5 ° = 31 . 5 ° BCF =

60、60;2 =ZCF -ZCB = 31 . 5 ° - 11 . 5 ° = 20 °由式（3-33）和式（3-34）有 H 3max = YC + l1 Sin （1  20  11）l 2 l 3 (5-1 = YA + l5 Sin11+l 1 Sin （1max  211）+l 2 Sin

61、（1max +32 max 11  8  2  180） l3 H 1max = l2 +l 3 +l 1 Sin （11 1min +2） l5 Sin11 Y A   由式（5-1） 、 （5-2）有： H 1max + H3max = l1 Sin （1max 2  11）+

62、0;l 2 Sin （1max +32 max  118 2180）+ l 1 Sin （11 1min +2）+ l2 令 A =2+11 = 20 ° + 60 ° = 80 ° B = A + （32  8）max = 80 ° +（ -170

63、 ° ）= - 90 °將A、B的值代入式（5-3）中有 H 1max + H3max l 1  Sin（1max  80 ° ） Sin（1min  80 ° ） + l2 Sin （1max + 90 ° ）1=0 又由特性參數(shù) K 4 = 則有 sin q 1&#

64、160;max l q 1 min 1 sin (5-4 (5-3 (5-2 Sin1min = Sin1max ÷1 k 4 = Sin1max ÷1.36cos q - sin 2 q 1 min = 1 min = - ( sin q . 36  1 max 2 (5-5 (5-6將式（5-5） 、式（5-6）代

65、入到式（5-4）中得3500+3600-3400×Sin （1max   80 ° ） Sin（1min  80 ° ）+l2Sin （1max + 90 ° ）1 = 0 解之： 1max = 118 ° ； 1min = 40 . 5 ° 由式(5-2有 H 1max = l

66、 2 + l 3 + l1 Sin （11- 1min +2）- l 5 S in11- Y Al 5 = l 2 + l 3 + l1 Sin （11- 1min + 2）- Y A - H 1max   ÷ Sin11 = 1700 + 900 + 3400×Sin（ 80 °

67、; - 40 . 5 ° ）- 800- 3500 ÷ Sin 60 ° = 534.3mm 1min 與1max 需要滿足以下條件 s 2 + r 2 - 1 q 1 min = 2 sr2 s 2 + r 2 - l 1 q 1 max = 2 sr (5-7 (5-8將1max 、1min 的值代入式（5-7）

68、、式（5-8）中得：  = 0.482  =1.316 (5-9 (5-10 而 s + r = 1 . 316 + 0 . 482 = 1 . 798 > l l . 6  1 ( 1 = 1 s -= . 316 - 0 . = 0 . 834 < 1 、滿足5-9、5-1

69、0兩個經(jīng)驗條件，說明、的取值是可行的。 L 1  min = l = 534 . = 1109 mm . 482 (5-11 (5-12 (5-13 L 1  max =l . 6 ´ 1109 = 1774 mm 1 L min = 1 l  L . 316 ´ 1109 = 1459 

70、mm 7 =s 1 min = 1 至此，動臂機構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。（三） 動臂機構(gòu)基本參數(shù)的校核1、動臂機構(gòu)閉鎖力的校核5 由第四章的計算可知，轉(zhuǎn)斗的平均挖掘力 F N » 0 . 312 ´ 10 N 1 p  = 31157由圖5-2知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩 M1J ： M 1J = F 1  p （H 1max +

71、0;YC ）式中，Y C 為C 點的Y 軸坐標(biāo)值 Y . 3 ´ sin 60 ° = 1162 . 7 mm C  = Y A + l 5 sin a 11 = 700 + 534 (5-14將各參數(shù)代入式（5-14）得 5 5 M 1J = 0.312× 10 ×（3.5+1.162）= 1.45

72、5;10 N.m動臂油缸的閉鎖力F 1  F 1  = Pg ×S1  （S 1  ：動臂油缸小腔的作用面積） 7 2 2 =2.1×10 ××（62.5 40 ）×10 ­6 5 = 1.5×10 N 最大挖掘深度工作裝置自身重力所產(chǎn)生的力矩M G ：要求力矩，首先應(yīng)該需要知道作用力和作

73、用力臂。在此處，則是先要求出工作裝置 各部分的重量，由經(jīng)驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下：動臂G 1 = 223kg鏟斗G 3 = 86kg鏟斗缸G 5 = 51kg動臂缸G 7  = 55kg 斗桿G 2 = 179kg 斗桿缸G 4 = 55kg 連桿機構(gòu)G 6 = 17kg圖 5. 2 最大挖掘深度計算簡圖當(dāng)處于最大挖掘深度時： 1 = 1min = 40 . 5 ° ° ° a 2

74、1 = q 1 - a 2 - a 11 = 40 . 5 - 20 ° - 60 ° = - 39 . 5 由圖5.2有 M G （G 1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6+G 7）×10 ×l 1 ×cos  ( - 39 . 5 °  =（111.5+179+86

75、+55+51+17+55）×10×3.4 × cos ( - 39 . 5 °  4 = 1.5×10 N.m (5-15 動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩（對C 點的矩）：M 3 = F1  ×l7 × l5 Sin1min ÷ l 1min + MG (5

76、-165 4 = 2×1.5×1.459×10 ×0.5343×Sin 40.5°÷1.109 + 1.5×10 5 5 = 1.67×10 N.m >M1J = 1.45×10 N.m 在式（5-16）中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩略大于平均挖 掘阻力力矩，滿足工作要求。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

77、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 5.3 最大挖掘半徑時工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖為方便計算，現(xiàn)將工作裝置劃分為二個部分，動臂、動臂液壓缸和斗桿液壓缸作為 一部分，該部分重量以表示G B 表示；其余的工作裝置構(gòu)件作為第二部分，重量以G G+D 表示，于是有： G B =G1 +G4 +G7 =223 + 55 + 55 = 333kg G G+D =G2 

78、+G3 +G5 +G6 = 179 + 86 + 51 + 17=333kg按經(jīng)驗公式取土的重量： 3 3 G T = (1.6  1.8 ×q ×10 = 1.8×0.25 ×10 = 450kg 當(dāng)處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如圖5. 3所示，則有： M Z = 9.8×G B ×l 1 /2 + G G+D（

79、l 1 + 0.7×l 2）+G T （l 1 + l2 + l 3 /2）= 9.8×333×3. 4÷2+ 333×（3.4+0.7×1.7）+ 450×（3.4+1.7-0.9÷2） 5 = 0.45×10 N.m 7 2 ­6 5 動臂油缸的推力： F 1 = P1

80、60;S 1 =2×10 ××62.5 ×10 = 2.45×10 N在如圖5.3所示，在三角形CAB 中： 2 2 l 1  + CV 2 - ( l 2 + l 3  a 21 =  2 ´ l ´ CV 1 2 (5-17(5-18 q 1 = ACB =2

81、60;+11 +21 將各參數(shù)分別代入式（5-17）和式（5-18）得a 21 = 8 . 7 °2 q . 7 ° 1 = 88 L 1  = AB 2 = AC 2 + BC 2 - 2 ´ cos Ð ACB ´ AC ´ BC = l 88 . 7 &

82、#176; = 2 . 3785 m 5 + l 7 - 2 ´ l 5 ´ l 7 ´ cos L 1=1.542m L 1 e 1 = AC×BC×SinACB l 1 . 459 ´ 0 . 5343 ´ sin 88 . 7

83、0;°7 ´ l 5 ´ sin q 1 e 1  = = = 0 . 5054 m = 505 . 4 mm (5-19 L 1 . 542 1 則此時動臂油缸提升力矩: 5 5 5 M T = F1 e 1= 2.45×10 ×0.5054=1.24×10

84、 N.m M Z  = 0.45×10 N.m 2 2 故鏟斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩滿足工作要求。3、滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核當(dāng)斗桿在最大高度時的工況類似于圖3.7，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。 ° 1 =1max  = 118 32 =32max  = 160 ° 2 = 20 ° ° ° 21 

85、= 1-（2 + 11） = 118 - ( 20 ° + 60 °  = 38 ° ° ° ° 37 = 32 -（- 21） = 160 - ( 180 - 38  = 18 則工作裝置所受重力和土的重力所產(chǎn)生的載荷力矩M Z  ： a + G ( l a

86、 + G ( l 2 cos  1 cos M Z  = 9 . 8 ´  G B l l cos a + l cos a + l cos a - G + D 1 21 T 1 21 2 37 ° ° 3 . 4 

87、80; cos 38 1 . 7 ´ cos 18 ° = 9 . 8 ´  333 + 333 ´ ( 3 . 4 ´ cos 38 + 2 2 ° ° + 450 ´ ( 3 . 4 ´ cos 38 + 1 .&#

88、160;7 ´ cos 18 - 0 . 9 ¸ 2  5 = 0 . 298 ´ 10 N . m (5-20此時對于動臂油缸而言：L 1 = L1max  =1774 mm ° 1 =1max = 118 同式（5-19）的計算可求得此時的動臂油缸的力臂 ° l q 1 . 

89、459 ´ 0 . 5343 ´ sin 118 7 ´ l 5 ´ sin 1 e  = = 0 . 388 m = 388 mm 2 = L 1 . 774 1 max 此時動臂油缸的提升力矩M T 可參考式（5-20）求得： 6 2 ­6 M T

90、0;= F1 e 1 = 20×10 ××50 ×10 ×0.388 5 5 = 0.61×10 N.m M Z  = 0.298×10 N.m 說明滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩滿足工作要求。 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；2：斗桿的擺角；l 9：斗桿油缸的最大作用力臂. 圖 5.4 斗

91、桿機構(gòu)基本參數(shù)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： e 2max = l9 = F2d （l 2 + l3 ）/ P2 4 6 2 ­6 = 2×10 ×（1700+900）×10 ­3 /20×10 ××45 ×10 = 409 mm (5-21如圖

92、 5. 4 所示圖中，D ：斗桿油缸的下鉸點；E ：斗桿油缸的上鉸點；F 動臂的上 鉸點；2：斗桿的擺角；l 9：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂 e 20 與最大力臂e 2max 有以下關(guān)系: e 20 /e2max = l9 cos(2max /2/l9 =cos (2max /2 (5-22由 5-22 可知, 2max 越大,則 e20 越小,即平均挖掘阻力越小.要得到較大的

93、平均挖掘 力,就要盡量減少2max , 初取2max  = 110°由上圖5.43的幾何關(guān)系有: L 2min = 2×l 9c Sin (2max /2/(2-1= 2×409×Sin 55°/(1.6 -1= 1116.8 mmL 2max = L 2min ×2 = 1116.8×1.6= 1787 mm2 2 l 8 2 = L 2min 

94、+ l 9 -2×L 2min ×l9×cos( +2max /2 (5-23 (5-24 = 1116.82  + 4092  +2×1116.8×409×cos145°l 8 = 1470.6 mm (5-25 EFQ 取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130°170°之間， 初定EFQ =160°, 動臂上DFZ 也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選DFZ =10°。（五）鏟斗機構(gòu)基本參數(shù)的選擇1、轉(zhuǎn)角范圍由最大挖掘高