小型液壓挖掘機工作裝置的設(shè)計

小型液壓挖掘機工作裝置的設(shè)計33231、動臂與斗桿的長度比K1選取K1=2，即l1/l2=2。2、鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=900mm，鏟斗平均寬度B=800mm，鏟斗切削半徑R=3、工作裝置液壓系統(tǒng)主參數(shù)的初步選擇1=λ3=1.6。參照任務(wù)書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工7￥l5￥cosq175q=arccos(l757xl1xcosC20=θ511l7xl5xsinθ1e1=L1顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max=l5E-斗桿油缸與斗桿的鉸點；θ2-斗桿擺角.在三角形DEF中8￥cosq2289q=arccos(l289φ2max=θ2max-θ2mine2881、鏟斗連桿機構(gòu)傳動比i在三角形HGN中222xl15xl14222xl15xl14經(jīng)在三角形HNQ中1321231324Y3L3max代入可得終傳動比iz。2、鏟斗相對于斗桿的擺角φ3θ32122123、斗齒尖運動分析XV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:6813在三角形DEF中89θ(l+lLθ(l+lL)l28l23α35=∠CQV=2π–α33–α24–α1023xl3xcosC33)2xl27xl21xcosC24)2xl27xl24xcosC26在四邊形HNQK：1、最大挖掘深度H1max1Sinα21min–l2–l31Sin(θ1–α20–α11）–l2–l3(3-32)2、最大卸載高度H3max3maxQMAX3maxQMAX1sin(q1MAX-a2-a11)+l2sin(a32MAX+q1MAX-a2-a11-p)3、水平面最大挖掘半徑R1maxR1max=XC+L40L40=Sqr[（L1+L2+L3）4、最大挖掘半徑R2max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挖掘阻力可分為切向分力F1與法向分力F2,其中法向分力相對很小，一般為F21φmaxφ1φmaxφC——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Ⅲ級土壤的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ψmax——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ψmax=55°A——切削角變化影響系數(shù)，取A=1.3.；計時取X=1.15；F1mxaF1mxa1.35F1p將各參數(shù)代入上式得F1p=31157N斗桿在挖掘過程中總轉(zhuǎn)角一般為60。~80。，現(xiàn)斗桿轉(zhuǎn)角QS所對應(yīng)的弧長lS，根據(jù)經(jīng)驗公式有l(wèi)SRS—斗桿挖掘時切削半徑，斗桿與動臂鉸點至斗齒尖距離，單位mq—鏟斗容量m3，B—鏟斗切削寬度mF2d00=2x105N2,平均斗寬B：在設(shè)計任務(wù)書中已給出B=0.8m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=9002B（2φ-Sin2φ)KSoj=92.652=46.325ol24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[3]，一般取特性參數(shù)k224l3a101、u1與A點坐標的選取1l21l211l21l2l41322k3cosC122x1.65xcos130。l42。4、l5的計算且要求在地面以上作業(yè)時能有足夠的提升力矩，故32–α8H3max=YC+l1Sin(θ1–α20–α11）–l2–l3(5-1)5Sinα11+l1Sin(θ1max–α2–α11）+l2Sin(θ1max+α32max–α11–α8–α2–180）–l3H1max+H3max=l1Sin(θ1max–α2–α11）+l2Sin(θ1max+α32max–α11–α8–α2–180）+l1Sin則有Sinθ1min=S2Sin[(θ1max+90。）–1]=0=Sinθ1max÷1.363500+3600-3400×[Sin(θ1max–80。）–Sin(θ1min–80。）]+l2[Sin(θ1max+90。）–1]=01max=118。；θ1min=40.5。H1max=l2+l3+l1Sin(α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YA23+l1Sin(α11-θ1min+α2）-YA-H1max]÷Sinα11=[1700+900+3400×Sin（80。-q1min=arccos(s2-1)1max2srq=arccos(s2+r21max2sr(l1s-r=1.316-0.482=0.834<1L1min5L1minrL1max=lL1maxl71min1、動臂機構(gòu)閉鎖力的校核由第四章的計算可知，轉(zhuǎn)斗的平均挖掘力F1p=31157Na0.312￥105N5sina11最大挖掘深度工作裝置自身重力所產(chǎn)生的力矩=θ-C2-C11=40.5。-20。-60。=-39.5。5Sinθ1min÷l1min+MG(5-16)=1.67×105N.m>M1J2、滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核G+D3==0.45×105N.m2xl1xCV2xl1xCVθ11L2+BC22xcos經(jīng)ACBxACxBC152722xl5xl7xcos88.7。=2.37L1e1=AC×BC×Sin∠ACBMT=F1e1=2.45×105×0.5054=1.24×105N.m＞MZ=03、滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核θ1=θ1max=118。。MZ′=9.8x[GBl1cosc212+GG+D(l1cosc21+l2cosc372)+GT(l1cosc21+l2cosc375N.mE2Z2maxFDE2Z2maxFD9827521max1maxE20e2max=l9=F2d（l2+l3）/P29：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20e20/e2max=l9cos(ψ2max/2)/l9=cos(ψ2max/2)(5-22)M2QN V3M2QN V3L2min=2×l9cSin(ψ2max/2)/(λ2-1)l82=L22min+l29-2×L2min×l9×cos[(π+ψ2ma1、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角jd0：GGKl24由第四章的計算可知轉(zhuǎn)斗平均挖掘阻力F1p=31157N=0.312￥105N1p3(λ3-1）L3min則L3max=λ3L3min=1360mm1）挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應(yīng)與轉(zhuǎn)斗最大挖掘阻力相適應(yīng)，當斗齒尖處預(yù)選∠GFN=60°則GN2=FN2+GF2–1、斗桿的受力分析VVFQW1QW1NHKW2HK-連桿HN-搖臂N-搖臂與斗桿的鉸接點Q-斗桿與鏟斗的鉸接點當動臂油缸全縮時，通過前面的章節(jié)可以得出α21=45°,由圖6.1可知CF的向FC=3400[COS（180-45）+Sin（180-45）]由前面的章節(jié)計算結(jié)果知：∠ZFC=27°,并初選DF=1470mm。在△DEF中=1777（Cos87°+Sin87°)+3400（Cos-45°+Sin-45°)+初選該工況下鏟斗重心到鉸點Q的水平距離r2′=l3Cos（-89.2°)/2=148mmQ5Ni0G3NKQG3NKQXFN=FQCOS(-89.2°)=1700×0.3291=560mmC=0′3（XFN+r2′2XFN/2=0動力矩MB：MB=0.6×Mφ=0.756×105NWK=MB/XV=0.756×105/2.875RNHX2Y2 RkNH-搖臂HK-連桿PDCOS∠NHK-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2=0PDSin∠GHK-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2=0RN=-0.51×105N；Rk=3.3×105N0RQxRQyRQyRQy=-0.34×105NMQx–W1b/2=0RNyK0.77×105N0.54×105N+EQNGK0.77×105N0.54×105N+EQNGNRNxH-搖臂HK-連桿F3-鏟斗油缸的推力RKH-搖臂HK-連桿HRX–搖臂的作用力沿HK連線上的分力0RNX+RkCOS∠11.5-F3=0RNX=0.27×105NRNy=RNXtan∠FNH2、斗桿內(nèi)力圖的繪制0.34×105NF 3.47×105NEEFEEFQF257KNm+FQQ0.55×105N+Q2.65×105Nm+E0.53×105Nm++FEQEQ3、結(jié)構(gòu)尺寸的計算23．2斗桿危險截面處高度h的計算危險截面的有效面積S2：S2該截面對y軸的慣性矩Iy:該截面對z軸的慣性距Iz:1.5y2dA.h.dy.h.dy橫截面總面積S1:S1該危險截面所受到的正應(yīng)力sN:N=S2=h-￥h-sFN=S2=h-￥h-該截面所受到的最大彎曲正應(yīng)力sy、sz:s=My￥h=2.57￥105￥h￥10-3yI2I2YyzIY2Iz2Nyzs=s+Nyz1、危險工況受力分析1max2xl1xcosc21MGip1e1=05求得W2為負值，在此工況中鏟斗油缸的挖掘力不能得到最大的發(fā)揮。故需要轉(zhuǎn)動YFFVYFVFV2600ooDE2=DF2+EF22xDExEFxcos經(jīng)DEFDF22+EF22xcos經(jīng)DEFxDExEF222xcosoo15N。1工作裝置各部分受到的重力對C點的矩ΣMGi（C1l1cos2523/2ΣMc=0（6-28）W(l23l1cos經(jīng)CFV)P1e1ΣMGi(c)=0ΣX3=0F5NF方向與X3軸平行，在X3軸的正方向上。鉸點RF的求解：?X=0CXR=-4.07￥105NCXCYR=-0.22￥105+0.97￥105+0.06CYCYR=0.81￥105NCYW與X11的夾角為12o，與X12的夾角為92o,則W1在X11Y11坐標系上沿坐標軸的分力：11X511X5￥11X2=0.98￥105￥0.52=0.51￥1011X211Y2=0.21￥105￥0.52=0.11￥11Y211Y2b=0.21￥105￥0.52=0.11￥1011Y212X5￥cos92=-0.03￥10512X5N11X12X2=-0.03￥105￥0.52=11X12X212Y12Y25￥0.52=12Y12Y22、內(nèi)力圖和彎矩圖的求解1CYCX1CYCX5￥cos805N5￥5N1M=0.1￥105xN.m11MAXM=2.59￥104N.1MAX2F2F5N1M=0.84￥105xN.m11MAXM=0.54￥10