反铲式单斗液压挖掘机工作装置设计及其运动分析设计

喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763 目 录 前言……………………………………………………………………………………… 1 一、绪论…………………………………………………………………………………2 （一）国内外研究状况………………………………………………………………2 （二）论文构成及研究内容…………………………………………………………2 二、总体方案设计……………………………………………………………………3 （一）工作装置构成…………………………………………………………………3 （二）动臂及斗杆的结构形式………………………………………………………5 （三）动臂油缸与铲斗油缸的布置…………………………………………………5 （四）铲斗与铲斗油缸的连接方式…………………………………………………5 （五）铲斗的结构选择………………………………………………………………6 （六）原始几何参数的确定…………………………………………………………7 三、工作装置运动学分析…………………………………………………………8 （一）动臂运动分析…………………………………………………………………8 （二）斗杆的运动分析………………………………………………………………10 （三）铲斗的运动分析………………………………………………………………11 （四）特殊工作位置计算……………………………………………………………15 四、挖掘阻力分析……………………………………………………………………18 （一）转斗挖掘阻力计算……………………………………………………………18 （二）斗杆挖掘阻力计算……………………………………………………………18 五、基本尺寸的确定……………………………………………………………… 20 （一）斗形参数的确定………………………………………………………………20 （二）动臂机构参数的选择…………………………………………………………20 1、 α1与A点坐标的选取……………………………………………………20 2、 l1与l2的选择……………………………………………………………20 3、 l41与l42的计算…………………………………………………………21 4、 l5的计算………………………………………………………………… 21 （三）动臂机构基本参数的校核………………………………………………… 23 1、 动臂机构闭锁力的校核……………………………………………………23 2、 满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核……………………25 3、 满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核…………………………… 26 （四）斗杆机构基本参数的选择……………………………………………………27 （五）铲斗机构基本参数的选择……………………………………………………28 1、 转角范围……………………………………………………………………28 2、 铲斗机构其它基本参数的计算……………………………………………28 六、工作装置结构设计…………………………………………………………… 30 （一）斗杆的结构设计………………………………………………………………30 1、斗杆的受力分析…………………………………………………………… 30 2、斗杆内力图的绘制………………………………………………………… 35 3、 结构尺寸的计算……………………………………………………………37 （二）动臂结构设计…………………………………………………………………39 1、危险工况受力分析………………………………………………………… 42 2、内力图和弯矩图的求解…………………………………………………… 43 3、 结构尺寸的计算……………………………………………………………45 （三）铲斗的设计……………………………………………………………………47 1、铲斗斗形尺寸的设计……………………………………………………… 47 2、铲斗斗齿的结构计算……………………………………………………… 47 3、 铲斗的绘制…………………………………………………………………48 七、销轴与衬套的设计…………………………………………………………… 49 （一）销轴的设计……………………………………………………………………49 （二）销轴用螺栓的设计……………………………………………………………49 （三）衬套的设计……………………………………………………………………49 八、总结…………………………………………………………………………………50 九、参考文献………………………………………………………………………… 51 十、致谢…………………………………………………………………………………52 附件一 外文翻译…………………………………………………………………… 53 反铲式单斗液压挖掘机工作装置设计及其运动分析设计 引 言 挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。 随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，挖掘机市场有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。而工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。 反铲式单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，掌握实际工程设计的流程、方法，巩固所学的知识和提高设计能力。 一、绪论 (一）国内外研究状况 当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号。 由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化;提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势: 1、向大型化发展的同时向微型化发展。 2、更为普遍地采用节能技术。 3、不断提高可靠性和使用寿命。 4、工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。 5、由内燃机驱动向电力驱动发展。 6、液压系统不断改进，液压元件不断更新。 7、应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。 8、增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。 9、人机工程学在设计中的充分利用。 （二）论文构成及研究内容 本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五部分: 1、 挖机工作装置的总体设计。 2、 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。 3、 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。 4、 工作装置主要部件的结构设计。 5、 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。 二、总体方案设计 （一）工作装置构成 1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板； 8-连杆； 9-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆 图2.1 工作装置组成图 图2.1为液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、连杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。 挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。 在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。 挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2.2所示。进一步简化得图如2.3所示。 图2.2 工作装置结构简图 1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸 图2.3 工作装置结构简化图 挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定。 (二）动臂及斗杆的结构形式 动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在小型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，且有利于得到较大的挖掘深度。 斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式斗杆。 （三）动臂油缸与铲斗油缸的布置 动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。大部分中小型液压挖掘机以反铲作业为主，常采用动臂支点靠前布置的方案。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体下底板的凸缘上，虽然这样会影响动臂的下降幅度，但不会削弱动臂的结构强度，而且使动臂的受力更加合理。对于斗容量为0.25 m3的小型液压挖掘机，单只动臂液压缸即可满足工作要求。具体结构如图2.2所示。 （四）铲斗与铲斗油缸的连接方式 本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2.4所示。 2 3 3 1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗 图2.4 铲斗连接布置示意图 （五）铲斗的结构选择 铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，合适的铲斗应满足以下要求： 1、有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合于各种物料的运动规律。 2、要使物料易于卸尽。 3、为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。 综上考虑，选用小型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2.5所示。 图2.5 铲斗 斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2.6所示。 1-卡销 ；2 –橡胶卡销；3 –齿座； 4–斗齿 图2.6 卡销式斗齿结构示意图 (六) 原始几何参数的确定 1、动臂与斗杆的长度比K1 由于所设计的挖掘机适用性较强，作业对象明确，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1取在1.5～2.0之间。考虑到K1值大，工作装置结构重心离机体近。初步选取K1=2，即l1 / l2=2。 2、铲斗斗容与主参数的选择 斗容量在任务书中已经给出：q =0.25 m3 按经验公式和比拟法初选：l3=900mm，铲斗平均宽度B=800mm，铲斗切削半径R= l3=900mm,铲斗装满转角。 3、工作装置液压系统主参数的初步选择 各工作油缸的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力和“三化“要求。初选动臂油缸内径D1=125mm，活塞杆的直径d1=80mm。斗杆油缸的内径D2=90mm，活塞杆的直径d2=63mm。铲斗油缸的内径D3=100mm，活塞杆的直径d3=70mm。按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。参照任务书的要求选择工作装置液压系统的工作压力P=20MPa，闭锁压力Pg=21MPa。 三、工作装置运动学分析 （一） 动臂运动分析 动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度； A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点. 图3.1 动臂摆角范围计算简图 动臂摆角φ1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻的坐标值也都是L1的函数。如图3.1所示，图中动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。则有： 在三角形ABC中： (3-1) 图3.2 F、C点坐标计算简图 在三角形BCF中： (3-2) 由图3.2所示的几何关系，可得到α21的表达式： (3-3) 当F点在水平线CU之下时α21为负，否则为正。 F点的坐标为 XF = l30+l1×cosα21 YF = l30+l1×sinα21 (3-4) C点的坐标为 YC = YA+l5×sinα11 (3-5) 动臂油缸的力臂e1 (3-6) 显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5 (二）斗杆的运动分析 如下图3.3所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。 D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点； E-斗杆油缸与斗杆的铰点； θ2-斗杆摆角. 图3.3 斗杆机构摆角计算简图 在三角形DEF中 (3-7) 由上图的几何关系知斗杆相对于动臂的摆角范围φ2max φ2max =θ2 max-θ2min (3-8) 则斗杆的作用力臂 (3-9) 显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时。 （三）铲斗的运动分析 铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3-4所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，v点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为曲柄与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点。 图3.4 铲斗连杆机构传动比计算简图 1、铲斗连杆机构传动比i 利用图3.4，可以求得以下参数： 在三角形HGN中 α32 = ∠GMN = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 (3-10) 在三角形HNQ中 (3-11) 在三角形QHK中 (3-12) 在四边形KHNQ中 ∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-13) 铲斗油缸对N点的作用力臂r1 (3-14) 连杆HK对N点的作用力臂r2 r2 = l13×Sin ∠NHK 连杆HK对Q点的作用力臂r3 (3-15) 连杆机构的总传动比i (3-16) 显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L3的函数，用L3min代入可得初传动比i0，L3max代入可得终传动比iz。 2、铲斗相对于斗杆的摆角φ3 铲斗的瞬时位置转角为 (3-17) 其中，在三角形NFQ中 (3-18) 当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角θ3max和θ3min，于是得铲斗的摆角范围: φ3 = θ3max-θ3min (3-19) 3、斗齿尖运动分析 见图3.5所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV和YV的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下: 由F点知： α32= ∠CFQ= 2 π – α3 – α4 – α6 – θ2 (3-20) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有： (3-21) (3-22) (3-23) 在三角形DEF中 图3.5 齿尖坐标方程推导简图1 则可以得斗杆瞬间转角θ2 (3-24) α4、α6在设计画图中确定。 由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×cosα32×l16×l1） (3-25) 由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×cosα32×l2×l1） (3-26) 由Q点知： α35= ∠CQV= 2π – α33 – α24 – α10 (3-27) 在三角形CFQ中： (3-28) 在三角形NHQ中： (3-29) 在三角形HKQ中： (3-30) 在四边形HNQK： ∠NQH =α24 + α26 (3-31) α20 = ∠KQV，其在后面的设计中确定。 在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。 （四） 特殊工作位置计算 1、最大挖掘深度H1max NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖. 图3.6 最大挖掘深度计算简图 如图3.6示，当动臂全缩时，F, Q, V三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为: H1max = YV = YFmin– l2 – l3 = YC + L1 Sinα2 1min – l2 – l3 = YC + l1 Sin（θ1 – α20 – α11）– l2 – l3 (3-32) 2、最大卸载高度H3max NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图 3.7 最大卸载高度计算简图 如图3.7所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为: (3-33) 3、水平面最大挖掘半径R1max NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图3.8 停机面最大挖掘半径计算简图 如图3.8所示，当斗杆油缸全缩时，F、 Q、V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC = YV，得到最大挖掘半径R1max为: R1max=XC+L40 (3-34) 式中： L40 = Sqr[（L1+L2+L3）2 – 2×（L2+L3）×L1×COSα32max] (3-35) 4、最大挖掘半径R2max NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图5.1 最大挖掘半径时工作装置结构简图 最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：l 30 = 350mm ；l 40 = 5650mm。 5、最大挖掘高度H2max 最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。 四、 挖掘阻力分析 （一）转斗挖掘阻力计算 挖掘阻力可分为切向分力与法向分力,其中法向分力相对很小，一般为 (4-1) (4-2) 在式(4-2)中，F1—— 切削阻力的切向分力； C——土壤的硬度系数，对不同的土壤条件取值不同，这里设挖机用于Ⅲ级土壤的挖掘，取值为90； R——铲斗与斗杆铰点到斗齿尖距离，即转斗切削半径其在前面已经初步确定，取值为90 cm； ψmax——挖掘过程中铲斗总转角的一半；现初定总转角为110°，则ψmax = 55° ψ——某一挖掘位置处转斗的瞬时转角， B——切削刃宽度影响系数，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×0.8 = 3.08； A——切削角变化影响系数，取A = 1.3.； Z——带有斗齿的系数，取Z =0.75； X——斗侧壁厚影响系数，X = 1+0.03S,其中S为侧壁厚度，单位为cm 。初步设计时取X = 1.15 ； D——切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取D = 0.8 × 104N。 当时，出现转斗挖掘最大切向分力，其值为： (4-3) 将各参数代入式(4-3)得 转斗平均挖掘阻力按平均挖掘深度下的阻力计算，平均切削厚度为 (4-4) 平均挖掘阻力为 (4-5) 将各参数代入上式得 （二）斗杆挖掘阻力计算 斗杆在挖掘过程中总转角一般为，现取。斗齿尖的行程实际上是斗杆转角所对应的弧长，根据经验公式有 （4-6） —斗杆挖掘时切削半径，斗杆与动臂铰点至斗齿尖距离，单位m 斗杆挖掘时切削厚度按如下公式计算 （4-7） q—铲斗容量，B—铲斗切削宽度m 斗杆挖掘阻力计算公式如下： （4-8） 式（4-8）中为挖掘阻力比，由附表0—10查得，对于Ⅲ级土取,对于，初步设计时取,将各参数代入式（4-8）得 取整为，斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力要小一些，这是由于斗杆挖掘行程较长，切削厚度较小的缘故。 五、基本尺寸的确定 （一）斗形参数的确定 斗容量q ：在设计任务书中已给出q = 0.25 m3 平均斗宽B：在设计任务书中已给出B = 0.8 m 挖掘半径R：按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选R = 900mm 转斗挖掘装满转角（2φ）：R、B及2φ三者与q之间有以几何关系 q = 0.5 × R2B（2φ-Sin2φ）KS 在上式中：KS为土壤的松散系数，近似取值为1.25。将q = 0.25 m3和B = 0.8m代入上式有： 铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取： l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度[3]，一般取特性参数。初选特性参数k2 = 0.3。 一般取。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选。 (二）动臂机构参数的选择 1、α1与A点坐标的选取 初选动臂弯角。 由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3 = 1.65（k3 = L42/L41） 铰点A坐标的选择： 由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选： XA = 560 mm ；YA = 700mm 2、 l1与l 2的选择 经统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘半径R1、已初步选定的l3和k1，结合如下经验公式： ； 式中： l1为动臂长， l 2为斗杆长，k1为动臂斗杆长度比 将各参数代入上式得： ； 3、 l41与l42的计算 如图5.1所示，在三角形CZF中： NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图5.1 最大挖掘半径时工作装置结构简图 l42 = k3×l41 = 1.65×1407 = 2321 mm 4、l5的计算 对于以反铲为主的通用挖掘机要适当考虑其他的换用装置（如正铲、起重等），而且要求在地面以上作业时能有足够的提升力矩，故初取k4 = 0.85 α11的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大α11会使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选。 斗杆液压油缸全缩时，∠CFQ =α32 – α8最大，根据经验统计和便于计算，初选 （α32 – α8）max = 。 由于采用单动臂液压缸，因此∠BCZ的取值较大，初取∠BCZ = 如上图5.1所示，在三角形CZF中： ∠ZCF = π – α1 – α39 = - - = ∠BCF = α2 =∠ZCF -∠ZCB 由式（3-33）和式（3-34）有 H3max = YC+ l1 Sin（θ1 – α20 – α11）– l2 – l3 (5-1) = YA+ l5 Sinα11+ l1 Sin（θ1max– α2– α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 max – α11 – α8 – α2 – 180）– l3 H1max = l2 + l3 + l1 Sin（α11 – θ1min+ α2）– l5 Sinα11 – YA ) (5-2) 由式（5-1）、（5-2）有： H1max + H3max = l1 Sin（θ1max – α2 – α11）+ l2 Sin（θ1max+ α32 max – α11– α8– α2– 180）+ l1 Sin（α11 – θ1min+ α2）+ l2 (5-3) 令 A = α2+ α11 = + = B = A + （α32 – α8）max = +（）= 将A、B的值代入式（5-3）中有 H1max + H3max –l1 [ Sin（θ1max –）– Sin（θ1min –）] + l2 Sin [（θ1max +）–1]=0 又由特性参数 (5-4) 则有 Sinθ1min = Sinθ1max ÷λ1 k4 = Sinθ1max÷1.36 (5-5) (5-6) 将式（5-5）、式（5-6）代入到式（5-4）中得 3500+3600-3400×[Sin（θ1max –）– Sin（θ1min –）]+l2[Sin（θ1max +）–1] = 0 解之： θ1max = ； θ1min = 由式(5-2)有 H1max = l2 + l3 + l1 Sin（α11- θ1min +α2）- l5 Sinα11- YA l5 = [l2 + l3 + l1 Sin（α11- θ1min + α2）- YA - H1max ] ÷ Sinα11 = [1700 + 900 + 3400×Sin（）- 800- 3500] ÷ Sin = 534.3mm θ1min与θ1max需要满足以下条件 (5-7) (5-8) 将θ1max 、θ1min 的值代入式（5-7）、式（5-8）中得： ρ = 0.482 σ = 1.316 而 (5-9) (5-10) ρ、σ满足5-9、5-10两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。 (5-11) (5-12) (5-13) 至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。 （三） 动臂机构基本参数的校核 1、动臂机构闭锁力的校核 由第四章的计算可知，转斗的平均挖掘力 由图5-2知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J： M1J = （H1max + YC） (5-14) 式中，YC为C点的Y轴坐标值 将各参数代入式（5-14）得 M1J = 0.312× 105×（3.5+1.162）= 1.45×105 N.m 动臂油缸的闭锁力F1′ F1′ = Pg×S1′ （S1′：动臂油缸小腔的作用面积） =2.1×107×π×（62.52 – 402）×10 -6 = 1.5×105 N 最大挖掘深度工作装置自身重力所产生的力矩MG ： 要求力矩，首先应该需要知道作用力和作用力臂。在此处，则是先要求出工作装置各部分的重量，由经验统计，初步估计工作装置的各部分重量如下： 动臂G1 = 223kg 斗杆G2 = 179kg 铲斗G3 = 86kg 斗杆缸G4 = 55kg 铲斗缸G5 = 51kg 连杆机构G6 = 17kg 动臂缸G7 = 55kg 图5.2 最大挖掘深度计算简图 当处于最大挖掘深度时： θ1 = θ1min = 由图5.2有 MG ≈（G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6+ G7）×10 ×l1 ×cos (5-15) =（111.5+179 +86 +55 +51 +17+55）×10×3.4 × cos = 1.5×104N.m 动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩（对C点的矩）： M3 = F1′×l7 × l5 Sinθ1min ÷ l1min + MG (5-16) = 2×1.5×1.459×105 ×0.5343×Sin40.5°÷1.109 + 1.5×104 = 1.67×105 N.m >M1J = 1.45×105 N.m 在式（5-16）中说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于平均挖掘阻力力矩，满足工作要求。 2、满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核 NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图5.3 最大挖掘半径时工作装置结构简图 为方便计算，现将工作装置划分为二个部分，动臂、动臂液压缸和斗杆液压缸作为一部分，该部分重量以表示GB表示；其余的工作装置构件作为第二部分，重量以GG+D表示，于是有： GB=G1 +G4 +G7 =223 + 55 + 55 = 333kg GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 179 + 86 + 51 + 17=333kg 按经验公式取土的重量： GT = (1.6 ~ 1.8) ×q×103 = 1.8×0.25 ×103 = 450kg 当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图5.3所示，则有： MZ = 9.8×[GB ×l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7×l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）] = 9.8×[333×3.4÷2+ 333×（3.4+0.7×1.7）+ 450×（3.4+1.7-0.9÷2）] = 0.45×105 N.m 动臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 2×107×π×62.52×10- 6 = 2.45×105 N 在如图5.3所示，在三角形CAB中： (5-17) ∠ACB =α2 +α11 +α21 (5-18) 将各参数分别代入式（5-17）和式（5-18）得 L1=1.542m L1 e1 = AC×BC×Sin∠ACB (5-19) 则此时动臂油缸提升力矩: MT = F1 e1= 2.45×105×0.5054 =1.24×105 N.m ＞MZ = 0.45×105 N.m 故铲斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩满足工作要求。 3、满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核 当斗杆在最大高度时的工况类似于图3.7，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。 θ1 =θ1max = α32 =α32max = α2 = α21 = θ1-（α2 + α11） α37 = α32 -（π- α21） 则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩MZ′： MZ′= (5-20) 此时对于动臂油缸而言： L1 = L1max =1774 mm θ1 =θ1max = 同式（5-19）的计算可求得此时的动臂油缸的力臂 此时动臂油缸的提升力矩MT可参考式（5-20）求得： MT = F1 e1 = 20×106×π×502×10-6×0.388 = 0.61×105 N.m ＞MZ′ = 0.298×105 N.m 说明满斗处于最大高度时,动臂提升力矩满足工作要求。 E20 （四）斗杆机构基本参数的选择 E2Z D l9 ψ2max l8 F D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点； F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂. 图5.4斗杆机构基本参数计算简图 取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式： e2max = l9 = F2d（l2 + l3 ）/ P2 = 2×104 ×（1700+900）×10 -3/20×106×π×452×10-6 = 409 mm (5-21) 如图5.4所示图中，D：斗杆油缸的下铰点；E：斗杆油缸的上铰点；F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系: e20 /e2max = l9 cos(ψ2max /2)/l9 = cos (ψ2max /2) (5-22) 由5-22可知, ψ2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少ψ2max,初取ψ2max = 110° 由上图5.43的几何关系有: L2min = 2×l9cSin (ψ2max/2)/(λ2-1) = 2×409×Sin 55°/(1.6 -1)= 1116.8 mm (5-23) L2max = L2min ×λ2 = 1116.8×1.6= 1787 mm (5-24) l82 = L22min + l29 -2×L2min×l9×cos[(π +ψ2max)/2] = 1116.82+ 4092 + 2×1116.8×409×cos145° (5-25) l8 = 1470.6 mm ∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间，初定∠EFQ=160°,动臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10°。 （五）铲斗机构基本参数的选择 1、转角范围 由最大挖掘高度H2max和最大卸载高度H3max的分析，可以得到初始转角： H2max-H3max = l3（Sin + 1.6） (5-26) 将各参数代入式(5-26)得： 5800-3600 = 900 ×（Sin + 1.6）， = 53° 最大转角φ3max =∠V0QVZ，值太大会使斗齿平均挖掘力降低，常在150°～180°之间选取，初选φ3max = 163°。 K l29 2、铲斗机构其它基本参数的计算G L3 M l24 l12 F N Q l21 l2 V l3 l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点； G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点. 图5.5铲斗机构计算简图 在图5.5中有： l24 = KQ = k2 l3 = 0.3×900 = 270mm L3max 与L3min 的确定： 由第四章的计算可知转斗平均挖掘阻力 挖掘阻力F1P所做的W1p (5-27) 由图5-5，铲斗油缸推力所做的功W3： W3 = F3 （λ3-1）L3min = 20×106×π×502×10-6×0.6×L3min (5-28) 由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3 应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W1p： 即W3 = W1p (5-29) 将5-27、5-28式代入5-29中计算可得： L3min = 849mm 圆整为850mm 则L3max =λ3 L3min =1360mm 剩余未选定的基本尺寸大部分为连杆机构尺寸，其应满足以下几个条件： 1）挖掘力的要求：铲斗油缸的挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，当斗齿尖处于V1时，斗杆油缸的理论挖掘力应不低于最大挖掘阻力的80% 。 即PD0≥80% PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时∠V1QV应为30°。 2）几何相容。必须保证铲斗六连杆机构在l3全行程中任一瞬时都不会被破坏，即保证△GFN、△GHN以及四边形HNQK在任何瞬时皆成立。 3）l3全行程中机构都不应出现死点，且传动角应当在允许的范围内。 根据以上三个方面的要求，通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下： HK = 352mm； HN = 407mm； NQ = 300mm； FN = l2-NQ = 1400mm； GF =432mm； 预选∠GFN = 60° 则 GN 2 = FN 2 + GF 2 – 2×COS∠GFN×FN×GF GN = 1242mm 至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。 六、 工作装置结构设计 整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗及油缸和连杆机构组成，要确定这些构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定构件最不利的工况，并找到在该工况下的危险截面，以作为受力分析的依据。但构件在不利的工况下危险截面往往不止一个，这就需要分别计算出各危险截面尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最终的尺寸。 （一）斗杆的结构设计 1、斗杆的受力分析 斗杆主要受到弯矩的作用，因此要找出斗杆中的最大弯矩进行设计计算。根据受力分析和以往的实验表明，在铲斗进行挖掘时，产生最大弯矩的工况满足以下条件： 1)动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。 2)斗杆油缸的力臂最大。 3)铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。 4)侧齿挖掘时受到侧向力Wk的作用。 在这个工况下斗杆会存在最大弯矩，受到的应力也会最大。 该工况的具体简图如图6.1所示。取工作装置为研究对象，如图6.2所示。在该工况下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、侧向阻力W3。 V NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图6.1 斗杆危险工况时的工作装置简图 F N Q Pd W1 H K W2 G3 HK-连杆 HN-摇臂 N-摇臂与斗杆的铰接点 Q-斗杆与铲斗的铰接点 图6.2 铲斗受力分析简图 当动臂油缸全缩时，通过前面的章节可以得出α21 = 45°，由图6.1可知CF的向量可以表示为： FC = 3400[COS（180-45）+Sin（180-45）] = 3400（COS135+Sin135） 由前面的章节计算结果知：∠ZFC =27°，并初选DF = 1470mm。 在△DEF中 ∠DEF = 90° COS∠EFD = EF/DF = 409/1470