小型履带液压挖掘机工作装置的结构设计及其运动学分析.pdf
目目录录摘要.1第一章 绪论.11.1 小型挖掘机的发展现状.21.2 小型挖掘机工作装置简介.3第二章总体方案设计32.1 工作装置构成及工作原理.32.2 工作装置坐标设定.62.3 工作装置各部分方案选择62.3.1动臂种类选择62.3.2动臂油缸布置方案选择82.3.3铲斗与铲斗油缸的连接方案选择82.3.4铲斗结构形式及斗齿的安装形式.82.4设计基本参数以及设计作业范围.9第三章 工作装置运动学分析.93.1 动臂的运动分析 93.2斗杆的运动分析.113.3铲斗的运动分析.123.4特殊工作位置计算.113.4.1 最大挖掘半径.113.4.2 最大挖掘深度.143.4.3 最大卸载高度.一五3.4.4最大挖掘高度.163.5工作范围包络图.16第四章基本尺寸的确定.一八4.1斗形参数的选择.一八4.2动臂机构参数的选择.一八4.3斗杆机构基本参数的选择.204.4连杆机构基本参数的选择.21第五章工作装置结构受力分析与校核.265.1 挖掘阻力分析.265.1.1铲斗挖掘切向阻力计算.275.1.2斗齿侧向力分析.2815.2工作装置结构强度校核的工况介绍.285.2.1 斗杆结构强度校核的工况介绍.285.2.2 动臂结构强度校核的工况介绍.295.3 斗杆的力学分析.295.3.1 斗杆工况 1 受力计算及内力图的绘制.295.3.2 斗杆工况 2 受力计算以及内力图的绘制.335.4 斗杆强度校核 355.4.1 截面 1 的几何性质以及应力计算355.4.2 截面 2 的几何性质以及应力计算365.4.3 截面 3 的几何性质以及应力计算385.5动臂力学分析.395.5.1 动臂工况 1 受力计算及内力图的绘制395.6 动臂强度校核.42参考文献.43二维二维 cadcad 图纸以及三维图纸以及三维 prepre 图纸图纸,请联系请联系:xinanchongx163xxinanchongx163x小型履带液压挖掘机工作装置的结构设计及其运动学分析小型履带液压挖掘机工作装置的结构设计及其运动学分析摘要：摘要：液压挖掘机是工程机械的一种主要类型，广泛应用在房屋建筑、筑路工程、水利建设、港口建设、国防工程等土石方施工和矿山采掘之中。反铲液压挖掘机是挖掘机械中最重要的机种之一，主要应用于挖掘停机面以下的土壤。液压挖掘机反铲装置是完成液压挖掘机各项功能的主要部分，其结构的合理性直接影响到液压挖掘机的工作性能和可靠性。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点,工作原理以及对典型工况的分析，总结了挖掘机工作装置性能要求和设计原则，然后对其各主要构件进行了方案选择以及运动学分析，并确定各铰点之间的距离，用CAD 软件绘出其连杆模型。接着根据连杆模型2并结合其他机械设计知识画出工作装置的二维图纸，最后根据图纸上的具体结构尺寸对工作装置的主要部件进行校核.关键词关键词:液压挖掘机；工作装置；运动学分析；结构设计The structural design and kinematic analysis of thesmall crawler hydraulic excavatorAbtract：As one of important construction machinery and equipments，hydraulic excavator is widelyused in earthwork construction and mine exploitation,such as in architecture,roadengineering,water conservancy,port building,national defense project,eteThe excavatorwith a backhoe d is mainlyused to excavate the earth undergroundBackhoe Equipment of Hydraulic Excavator is oneimportant device to performmany functions.The working performance and reliability ofthe whole machine is influenced by the rationality of its structure.Firstly，this paper,which is based on the structural features of hydraulic backhoe excavator、working principle and the analysis of typical conditions,summed up the excavator workingequipmentperformance requirements and design principles.Secondly,selected theprogram and conduct thekinematic analysisof all the major components ofworkingequipment，anddeterminedthe distance between the hinge points，and then used the CADsoftware to draw the link eodel；Thirdly，drew two-dimensional drawings of the workequipments；Finally,according to the drawingsspecific dimensions,checkthe maincomponents of working device.Key words：hydraulic excavator；working equipment；kinematic analysis；structural design第一章第一章绪绪论论1.11.1 小型挖掘机的发展现状小型挖掘机的发展现状小型挖掘机属于单斗挖掘机，是铲土运输工程机械中的一种，因其重量轻，挖掘力大，操纵简单，灵活，安全，转移方便，被广泛于用于小型建筑施工、公路养护、地铁隧道等工程。在工业发达国家中，因基础设施完善，已进入维护保养阶段，小型机械销量远远超过了中大型机械，小型挖掘机更是其它机械无法相比的。1我国的挖掘机行业经过 50 余年的发展，从无到有，从小到大，目前发展十分迅速，初具规模，现在主要厂家有徐挖、柳工、常林、玉柴、南特、抚挖、临工、詹阳、振宇、三一、中联、山河智能等。其中贵阳詹阳机械有限公司主要产品是轮胎式挖掘机，玉柴、3山河智能主要以小型挖掘机为主并大部分用于出口。而徐挖、抚挖是挖掘机制造的领头羊，徐挖的挖机销售在国内厂家中领先.目前小型挖掘机生产的知名企业如表 1 所示主要分布在日本、欧洲、美国、韩国等国家和地区，它们具备强大的专业设计、制造能力，如日本的小松、久保田、洋马，美国的凯斯、山猫，德国的阿特拉斯、雪孚，英国的 JCB、瑞典的沃尔沃，韩国的斗山、现代等企业。1表 1国内外小型挖掘机品牌及产品1.21.2小型挖掘机工作装置简介小型挖掘机工作装置简介液压挖掘机工作装置的形式是直接用来挖掘作业的施工工具，它利用液压缸伸缩来完成动臂升降、斗杆推拉和转斗，其动作接近于人的手腕动作2，液压挖掘机的工作装置种类繁多，可多达 100 多种1，最常用的是反铲和正铲2。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，动臂与斗杆是变截面的箱梁结构，内部一般加隔板以增加强度和刚度，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。动臂结构一般可分为整体式和组合式两大类，整体单动臂目前应用最广泛，其又可以分为直臂和弯臂两种形式；组合式动臂是在整体式的基础上发展起来的，作业尺寸和挖掘力可以根据工作条件随意调整，而且调整时间短，可满足各种工作装置的需求，也可分为两类：一类是长动臂配短斗杆，另一类是短动臂配长斗杆。24工作装置的动臂油缸一般布置在动臂的前下方，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，常见的有两种布置方式即油缸前倾布置方式和油缸后倾后置方式1,动臂与动臂油缸活塞杆端部的铰点布置通常有两种形式，一种是布置在端部弯角的下部，采用支耳与动臂相连，这样布置不会削弱动臂的结构刚度，一般只布置一个油缸，小型挖掘机一般采用这种方式；另一种是布置在动臂箱体的中部，可增大动臂的下降幅度，并且在动臂的两次各布置一个，这样的双动臂油缸在结构上起到加强筋的作用，提升力也大大增加，大型挖掘机一般采用这种方式。第二章第二章总体方案设计总体方案设计2.12.1工作装置构成及工作原理工作装置构成及工作原理图 1 工作装置组成图其中 1-铲斗；2-斗齿；3-连杆；4-摇杆；5-铲斗油缸；6-斗杆；7-动臂；8-动臂油缸；9-斗杆油缸图 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连杆、斗杆、动臂、相应的三组液压缸等组成。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。为了增大铲斗的转角，铲斗液压缸一般通过连杆机构（即连杆和摇杆）与铲斗连接。反铲液压挖掘机的工作过程为:先下放动臂至挖掘位置，然后转动斗杆及铲斗，当挖掘至装满铲斗时，提升动臂使铲斗离开土壤，边提升边回转至卸载位置，转斗卸出土壤，然后再回转至工作位置开始下一次作业循环2。液压挖掘机的反铲装置主要用于挖掘停机面以下土壤(基坑、沟壕等)。其挖掘轨迹决定于各油缸的运动及其相互配合情况。通常情况下，5分为动臂挖掘、斗杆挖掘、转斗挖掘等几种情况3。1动臂挖掘当采用动臂油缸工作来进行挖掘时(斗杆和铲斗油缸不工作)可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。此时铲斗的挖掘轨迹系以动臂下铰点为中心，斗齿至该铰点的距离为半径所作的圆弧线。其极限挖掘高度和挖掘深度(不是最大挖掘深度)即圆弧线之起终点，分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角(动臂与水平线之夹角)，也即决定于动臂油缸的行程。由于这种挖掘方式时间长而且由于稳定条件限制挖掘力的发挥，实际工作中基本上不采用。2斗杆挖掘当仅以斗杆油缸工作进行挖掘时，铲斗的挖掘轨迹为圆弧线，弧线的长度与包角决定于斗杆油缸的行程。当动臂位于最大下倾角，并以斗杆油缸进行挖掘工作时，可以得到最大的挖掘深度尺寸，并且也有较大的挖掘行程。在较坚硬的土质条件下工作时，能够保证装满铲斗，故挖掘机实际工作中常以斗杆油缸工作进行挖掘。3转斗挖掘当仅以铲斗油缸工作进行挖掘时，铲斗的挖掘轨迹也为圆弧线，弧线的包角及弧长决定于铲斗油缸的行程。显然，以铲斗油缸工作进行挖掘时的挖掘行程较短，如使铲斗在挖掘行程结束时装满土壤，需要有较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤。所以一般挖掘机的斗齿最大挖掘力都在采用铲斗油缸工作时实现。采用铲斗油缸挖掘常用于清除障碍，挖掘较松软的土壤以提高生产率。因此，在一般土方工程挖掘中，转斗挖掘较常采用。在实际挖掘工作中，往往需要采用各种油缸的联合工作3。挖掘机工作装置各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆，对工作装置进行适当简化处理如图所示。6图 2 工作装置结构简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。2.22.2 工作装置坐标设定（见图工作装置坐标设定（见图 2 2）图中的各参数的含义说明如下：A 表示动臂油缸与回转平台的铰点；B 表示动臂油缸与动臂的铰点；C 表示动臂与回转平台的铰点；D 表示斗杆油缸与动臂的铰点；E 表示斗杆油缸与斗杆的铰点；F 表示动臂与斗杆的铰点；G 表示铲斗油缸与斗杆的铰点；M 表示铲斗油缸与连杆机构的铰点；N 表示连杆机构与斗杆的铰点；Q 表示斗杆与铲斗的铰点；K 表示连杆机构与铲斗的铰点；V 表示铲斗的齿尖。所建立的总体坐标系的 x轴是停机水平面，Y 轴通过回转平台的回转中心并垂直于 x 轴，o 点为总体坐标系的原点也即 x 轴与 Y 轴的交点。42.32.3工作装置各部分方案选择工作装置各部分方案选择2.3.1动臂种类选择动臂是反铲工作装置的主要部件，一般可以分为组合式和整体式，目前采用得多7的是整体式动臂2。组合式动臂如图 3 所示，组合式动臂用辅助连杆或液压缸或螺栓连接而成。上、下动臂之间的夹角可用辅助连杆或液压缸来调节，虽然使结构和操作复杂化，但在挖掘机作业中可随时大幅度调整上、下动臂之间的夹角，从而提高挖掘机的作业性能，尤其在用反铲或抓斗挖掘窄而深的基坑时，容易得到较大距离的垂直挖掘轨迹，提高挖掘质量和生产率。组合式动臂的优点是，可以根据作业条件随意调整挖掘机的作业尺寸和挖掘力，且调整时间短。此外，它的互换工作装置多，可满足各种作业的需要，装车运输方便。其缺点是质量大，制造成本高3,故本次设计不采用。图3 组合式动臂整体式动臂的优点是结构简单，轻巧，质量轻而刚度大。其缺点是更换的工作装置少，通用性较差。多用于长期作业条件相似的挖掘机上。整体式动臂又可分为直动臂和弯动臂两种。其中的直动臂结构简单、质量轻、制造方便，主要用于悬挂式液压挖掘机，但它不能使挖掘机获得较大的挖掘深度，不适用于通用挖掘机；弯动臂是目前应用最广泛的结构型式，与同长度的直动臂相比，可以使挖掘机有较大的挖掘深度，但降低了卸土高度，这正符合挖掘机反铲作业的要求5。经比较，选择整体弯动臂。8图 4整体直动臂图 5整体弯动臂2.3.2动臂油缸布置方案选择动臂油缸一般布置在动臂的前下方，有两种具体布置方式，油缸前倾布置方案，即当动臂油缸全伸出，将动臂举伸至上极限位置时，动臂油缸轴线向转台前方倾斜；油缸后倾布置方案，即当动臂油缸全伸出，将动臂举伸至上极限位置时，动臂油缸轴线向转台后方倾斜，两种方案中，在动臂油缸作用力相同时，后倾方案能得到较大的动臂作用力矩2,因此，本次设计采用油缸后倾布置方案。臂与动臂油缸活塞杆端部的铰点布置通常有两种形式，一种是单动臂布置在端部弯角的下部，小型挖掘机常见；另一种是双动臂油缸布置在动臂箱体的中部，这样的双动臂油缸在结构上起到加强筋的作用，提升力也大大增加。由于本次设计的是小型挖掘机，故本次设计采用单动臂油缸。2.3.3铲斗与铲斗油缸的连接方案选择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 6 所示。图 6铲斗连接布置示意图其中 1-斗杆；2-连杆机构；3-铲斗92.3.4铲斗结构形式及斗齿的安装形式铲斗结构的基本要求51)铲斗的纵向剖面形状应适应挖掘过程各种物料在斗中运动规律，有利于物料的流动，使装土阻力最小，有利于将铲斗充满。2)装设斗齿，以增大铲斗对挖掘物料的线比压，斗齿及斗形参数具有较小的单位切削阻力，便于切入及破碎土壤。斗齿应耐磨、易于更换。3)为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽与物料直径之比应大于 4：1。4)物料易于卸净，缩短卸载时间，并提高铲斗有效容积。铲斗的斗齿采用装配式，国产挖机其形式有螺栓连接式和橡胶卡销式5,8，如图所示。斗容量小于或等于 0.6 立方米时多采用前者，斗容量 q 大于或等于 0.6 立方米时多采用后者图 7 斗齿安装形式本次设计的标准铲斗容量为 0.21 立方米故选择螺栓连接安装形式。2.42.4设计基本参数以及设计作业范围设计基本参数以及设计作业范围基本参数为：工作质量 6000Kg，斗容量 0.21 m3，铲斗挖掘力 45kN，斗杆挖掘力33kN。设计作业范围：最大挖掘半径 6090mm，最大挖掘高度 5745mm，最大卸载高度3950mm，最大挖掘深度 3800mm。第三章第三章 工作装置运动学分析工作装置运动学分析3.13.1 动臂的运动分析动臂的运动分析10图 8动臂摆角范围计算简图图 9F 点坐标计算简图动臂的摆角1max是动臂油缸长度 L1 的函数，动臂上任意一点在任意时刻的坐标值:动臂油缸的伸出的最大长度；也都是 L1 的函数。图中L1min:动臂油缸的最短长度；L1min:动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；动臂的下铰点。弦定理知：1max1max: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：设特性参数=L1min/l5，=l7/l5如图所示，当 L1=L1min时得在ACB 中，据余1min=ACB0=cos1l72l52L1min22l7l5当L1=L1max时则得：1max=ACBz=cos l127l5L21max2 l7l52动臂的摆角范围为：111max=1max-22211111cos()=-)1mincos(2222动臂的瞬时转角为：2221(L1/L1min)2211)cos()1=cos(221不难列出动臂上任意一点的坐标方程，现在只推导 F 点的坐标方程。21 UCF 202111222l52l7 L120 BCU 111 cos()112l5l71l2 2 l1 12 2 L22222 22 2 cos2l7 7l1 11 17 7当 F 点在水平线 CU 之下时21为负，否则为正。F点的X坐标方程为：XFYcl1cos21F点的Y坐标方程为：YFYCl1sin21这里 C 点的 Y 坐标值可由图得到：XC=XA-l5COS11YC=YA+l5Sin11动臂油缸的作用力臂：e1=l5SinCAB显然动臂油缸的作大作用力臂为e1max3.23.2斗杆的运动分析斗杆的运动分析斗杆的位置参数是 L1和 L2的函数。这里暂时先讨论斗杆相对于动臂的运动，也即只考虑 L2的影响。斗杆机构与动臂机构性质类似，它们都是四杆机构，但连杆比例不同。如下图所示，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。l5，这时L1l7l5l52221。12图 10斗杆机构摆角计算简图其中 D-斗杆油缸与动臂的铰点点；F-动臂与斗杆的铰点；E 油缸与斗杆的铰点；斗杆摆角.当斗杆油缸全伸时，取得：2l82l9 L22max cos()2l8l912max当斗杆油缸全缩时，取得：2min2l82l9 L22min cos()2l8l91摆角22max2min斗杆的作用力臂 e2:e2 2 l9sinDEF斗杆油缸最大作用力臂e2 2 l9，取得：2 DFE sin1(9),L2l82l92ll83.33.3铲斗的运动分析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，如图所示，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 点为摇杆与斗杆的铰点，H 点为摇杆，油缸与连杆的铰点。131）传动比计算利用上图，可以知道求得以下的参数：铲斗油缸对 N 点的力臂 r1=NHsinGHNNH2 HG2GN2),NH 和 HG 由设计时确定。其中GHN COS(2 NH HG1连杆 HK 对 N 点的力臂 r2=NHsinKHN其中：KHN=NHQ+KHQNHQ COS1NH2 HQ2 NQ2)2 NH HGQH2 NH2 NQ22NH NQCOSHNQHNQ FNG GNH1FN2 NG2 FG2),FNG COS(2FN NGFN,NG,GF 均在设计中得到。HK2 HQ2QK2KHQ COS()2HK HQ1HK,QH 均在设计中得到连杆 HK 中的力对 Q 点的力臂为 r3=l24sinHKQHK2QK2 HQ2)HKQ CFOS(2HK QK1挖掘阻力对 Q 点的力臂为 r4=l3=QV连杆机构传动比 i=（r1r3）/（r2r4）显然上式中可知，i 是铲斗油缸长度 L3(即 GH)的函数，用L3min代入可得初传动比14i0，L3max代入可得终传动比 iz。铲斗相对于斗杆的摆角 3铲斗的瞬时位置转角为：3=NQK+KQV，KQV 由设计确定。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 3max和 3min，于是得铲斗的瞬间转角:3=3-3min3.43.4特殊工作位置计算特殊工作位置计算3.4.1最大挖掘半径 R1图 11最大挖掘半径计算简图其中 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-铲斗斗齿尖如图 11 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 R1为:2（l2l3）2（l2l3）l1COS32maxR1=XC+l123.4.2 最大挖掘深度 H1max15图 12最大挖掘深度计算简图其中 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.如图 12 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=YVmin=YFminl2l3=YC+L1Sin21minl2l3=YC+l1Sin(1min-2-11)l2l33.4.3 最大卸载高度 H3max16图一三最大卸载高度计算简图如图一三所示，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:H2maxYQMAXl3YCl1sin(1MAX211)l2sin(32MAX1MAX211)l3sin(32MAX1MAX211x)其中x为QV与斗杆轴线的夹角。3.4.4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为止，如下图所示：17图 14最大挖掘高度计算简图H2maxYQMAXl3YCl1sin(1MAX211)l2sin(32MAX1MAX211)l3sin(32MAX1MAX211x)其中x为QV与斗杆轴线的夹角。3.53.5工作范围包络图工作范围包络图包络图是挖掘机在任一正常位置时，所能控制到的工作范围，即斗齿尖所能到达的最大区域，如图所示。它取决于工作装置的结构尺寸和各控制油缸的工作尺寸。当采用动臂液压缸工作来进行挖掘时(斗杆液压缸和铲斗液压缸不工作)可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。此时，铲斗的挖掘轨迹以动臂下铰点为中心，斗齿尖至该铰点的距离为半径而作的圆弧线，其极限挖掘高度和挖掘深度即挖掘机工作装置变量化3D建模与CAD研究圆弧的起、终点，分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角，也即决定于动臂液压缸的行程。当仅以斗杆液压缸工作进行挖掘时，铲斗的挖掘轨迹以动臂与斗杆的铰点F为中心，斗齿至该铰点的距离为半径所作的圆弧，同样，弧线的长度与包角决定于斗杆液压缸的行程。挖掘机如果仅以铲斗液压缸工作进行挖掘时，挖掘轨迹是以铲斗与斗杆的铰点Q为中心，该铰点至斗齿尖的距离为半径所作的圆弧，同理，圆弧线的包角及弧长决定于铲斗液压缸的行程。18在实际挖掘工作中，往往需要采用各液压缸的联合工作。图一五工作范围包络图第四章第四章基本尺寸的确定基本尺寸的确定4.14.1斗形参数的选择斗形参数的选择19图16斗型示意图斗容 q,平均斗宽 B，挖掘半径 R 和转斗挖掘装满角度 是铲斗的四个主要参数。他们间的关系2,5为：q 12R B(2sin2)Ks2一般土壤松散系数Ks=1.25，因为我国标准斗容指堆尖容量，所以装满系数不再考虑。斗容量 q：设计主参数已经给出 q=0.21 立方米13平均都宽 B：查文献 5 的 P75 表-以及文献 2 的 P28 的公式 3-11 即 B=（1.01.4）q，取 B=0.7m。挖掘装满角度：根据文献 5 的 P75 及文献 2 的 P28 取 2=90故由前面公式计算得到 R=0.92m，从而 l3=R=920mm。4.24.2动臂机构参数的选择动臂机构参数的选择1）11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11会使 k4减少或使 H1max增大，这符合反铲作业的要求1，初选 11=62。参考文献 5 的 P76 取动臂弯角 1=120，动臂转折处的长度比 k3=1.2（k3=L42/L41），参考文献 5 的 P72 取 k1=1.8.A 点由底盘和转台结构决定，初选：XA=890 mm,YA=880mm,初取 l5=407mm,则由前面公式得XC=XA-l5COS11=700mm，YC=YA+l5Sin11=1240mm2）动臂长度与斗杆长度的选择20参照文献 5 的 P80 知道斗杆油缸全缩时，CFQ=32最大，常选 32max=160一八 0，本次设计取 32max=160由已给定的最大挖掘半径 R1、已初步选定的 l3和 k1，在最大挖掘半径处，简图如下：根据余弦定理得，(R1 XC)2(K1l2)2(l2l3)22(l2l3)(K1l2)COS32maxmax上式中R1 6090mm，Xc 700mm，K11.8,l3 920mm，上式中只有32maxmax160l2是未知的，因而解之得，l12=1625mm，则 l1=k1l2=1.8 1625=2930mm3）l41与 l42的计算2l如图 l1 k14113 2k3cos2，在三角形 CZF 中：293011.22 21.2cos1201536mml42=k3l41=1.2一五 36=一八 43 mm3 9=ZFC=COS-1（l422+l12l412）/2l1l42=27参照文献 5 的 P80 取 k4=0.31由于采用动臂单液压缸初取BCZ=8如图 2，在三角形 CZF 中：ZCF=-1-39=一八 0-120-27=33a2=BCF=3=ZCF-ZCB=33-8=25由前面的计算有H3max=Yc+l1Sin（1max-2-11）+l2 Sin（1max+32 max-11-2-）l3-H1max=YC+L1Sin21minl2l3=Yc+l1Sin(1min-2-11)l2l3两式相减，并令 A=2+11=25+62=87,B=A-32 max87-160=-73，得H1max+H3maxl1 Sin（1max-A）-Sin（1min-A）-l2 1-Sin（1max-B）=0又特性参数 k4=Sin1max/1Sin1min联立以上方程，解方程解得：1max=160，1min=43.321而 1min与 1max需要满足以下条件1min=COS-1（2+1-2）/21max=COS-1（2+1-122）/2将 1max、1min的值代入以上公式中得：=3.27=2.65而+1=3.65（1+）/=4.127/22.65=1.63 1（1=1.6）、满足 4-10、4-11 两个经验条件，说明、的取值是可行的。则 l7=l5=3.27 407=一三 30mmL1min=l5=2.65 407=1078mmL1max=1L1min=1.61078=1725mm初取DFZ=5。至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。4.34.3斗杆机构基本参数的选择斗杆机构基本参数的选择图 17 斗杆机构基本参数计算简图其中 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；2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.由给定的参数知，斗杆挖掘力 PGmax=33kN设斗杆油缸的油压为一八 MPa，缸径为3.140.112170973N110mm，则斗杆油缸的工作推力P2 21810 46取整个斗杆为研究对象，根据文献 5 的 P86 可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：e2max=l9=PGmax（l2+l3）/P23=3310（1625+920）/170973=490mm又文献 5 的 P86 知斗杆油缸的初始位置力臂 e20与最大力臂 e2max有以下关系:22e20/e2max=l9COS(2max/2)/l9=COS(2max/2)由上式知,2max越大,则 e20越小,平均挖掘力也就越小.故初取 2max=120。如上图取 e20=e2z则由几何关系有:L2min=2l9Sin(2max/2)/(2-1)=2490Sin 60/(1.7-1)=1212L2max=L2min+2l9Sin(2max/2)=1212490Sin 60 =2060mml在三角形L2 22min2minDEFl2 2中，由余弦定理得8 89 9 2l2min2minl9 9cos(30)12122 2+4902 221212490cos1501655当斗杆油缸力臂最大时，DEF=90，此时 COS 11EF490 COS 1 72.80DF16552l28 8l9 L22min2min?COS 212l8l92max=2min+2max=21+120=141当斗杆油缸全缩时，EFD 取最小值等于2min=21，CFQ 取最大值等于 160，由前面知ZFC=27，DFZ=5，故EFQ=360-2min-EFQ-ZFC-DFZ=147根据文献 5 的 P87 知EFQ 一般在一三 0170之间，知EFQ 满足设计要求。4.44.4连杆机构基本参数的选择连杆机构基本参数的选择23图一八 机构计算简图在图一八中，HN：摇臂的长度；HK：连杆的长度；QV：铲斗的长度；FQ：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。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，一般取特性参数 k2=0.30.385，本次设计取 0.3 一五,l24=KQ=k2l3=0.3 一五920=290mm一般选 10=KQV=951 一五5，本次设计取其等于 105。连杆机构各个参数必须满足以下要求：1.铲斗的转角范围铲斗在挖掘过程中的转角大致为 901105，为了要满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到 140一八 02,5，本次取一五 5。如上图，当铲斗油缸全缩时，铲斗与斗杆轴线夹角（在轴线上方）应大于 10，常取一五252，本次取一五，故当铲斗油缸全伸时，NQV=一八 0+20-一五 5=45，24满足要求.2.铲斗机构的载荷分析铲斗从位到位置时,铲斗油缸作用力臂最大,这时能得到最大斗齿挖掘力,目前一般取位置到位置的转角为 305023.从几何可容性与结构布置的角度对铲斗机构的要求a.必须保证铲斗六连杆机构在全行程中任一瞬时都不会被破坏,即保证GFN、GHN、HNQK 在任意行程下都不被破坏。5b.液压缸全伸和全缩长度之比应在允许的范围内,对铲斗机构取 3=1.51.7.5c.全行程中机构不应出现死点.5根据以上几方面的要求,初步选取GFN=60,NQ=240mm,FN=l2 NQ=1625-240=一三85,FG=450mm,在 三 角 形QK=290mm,HK=350mm,NH=380mm由此可知 NH+NQ QK+HK，即最短杆长度+最长杆长度其余两杆长度之和，最短杆 NQ 为机架，HNQK 为双曲柄机构。铲斗油缸全缩时如下图所示：GNF中,根 据 余 弦 定 理 得GN=1224mm，通过 cad 绘图得到 L3Mmin=893.7mm。当铲斗油缸全伸时，如下图所示：25通过 cad 绘图得到 L3max=一五一五.5mm，得 3=L3max/L3Mmin=一五一五.5/893.7=1.7,满足要求。最大挖掘高度 H2max的计算：通过最大卸载高度H3max（此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，斗杆与铲斗的铰点和齿尖的连线垂直水平面）以及铲斗油缸全缩时 QV 与斗杆轴线的的夹角等等可以计算最大挖掘高度 H2max（此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，斗杆油缸全缩）如下图：2621 UCF 1max112=160-62-25=73故IFM=73，WQL=QFW=IFM-IFQ=73-20=53,又由图知道铲斗油缸全缩时，铲斗与斗杆轴线夹角等于 20，故VQL=20+53=73，由图知:H2max H3max l 3950l3(1sinVQL)3950920(1sin73)5745mmo根据文献 2 的 P22 以及 P23 知道当铲斗油缸与摇杆 HN 垂直时，铲斗挖掘获得最大挖掘力，如图所示：27通过 cad 绘图以及计算知道斗杆与铲斗的铰点与齿尖的连线即 QV 与斗杆轴线的夹角为34，满足设计要求。此时也得到连杆机构的最大传动比 imax=0.331至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。第五章第五章工作装置结构受力分析与校核工作装置结构受力分析与校核整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗及油缸和连杆机构组成，要确定这些结构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定结构件最不利的工况，并找到在该工况下的最危险截面，以作为受力分析的依据。但结构件不利的工况和在该工况下的危险截面往往不止一个，这需要分别计算出尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最后的确定尺寸。5.15.1挖掘阻力分析挖掘阻力分析反铲装置有铲斗油缸挖掘(铲斗挖掘)、斗杆油缸挖掘(斗杆挖掘)、或两缸同时复合挖掘三种方式。通常在土质松软或者斗容量小于05m3时以铲斗挖掘为主，反之则以斗杆挖掘为主4。故本次设计的挖掘机以铲斗挖掘为主。28图一八铲斗挖掘阻力简图铲斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度变化，铲斗挖掘阻力计算简图图如如图所示。铲斗的切削阻力的切向分力如下式所示：各个参数的含义说明如下：A：切削角变化影响系数，A=1.3；B：切削刃宽度影响系数，B=l+26b，其中b为铲斗平均宽度，单位为m,故B=1+2.60.92=3.39；C：土壤硬度系数，对II级土取C=5080，级取90一五0，IV级取160320，本次设计取其为110；X：斗侧壁厚影响系数，X=l+0 03s，其中s为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取X=1 一五；Z：斗齿系数，Z=075(无斗齿时，取Z=1)R：铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离，即转斗切削半径,单位为cm，即R为92；：铲斗的瞬时转角；max：挖掘过程中铲斗总转角的一半，取其为45D：切削刃挤压土壤的力，根据斗容大小，D在1000017000N范围内选取。斗容量q0 25m3时，D应小于10000N。本次设计取8400N铲斗挖掘时，最大切向分力W1max在=max取得为：W1max=ABCXZR1-cosmax1.35+D29 =1.33.391101.一五0.75921-cos451.35+8400 44083（N）根据文献4的P14知道：法向挖掘阻力的指向是可变的，相对切向力来说较小，一般W2=00.2W1,且土质越均匀，W2越小，从统计角度看，是允许忽略法相分力来简化计算的。这样切向最大分力即铲斗挖掘的最大阻力等于44083N，与所给参数铲斗挖掘力45kN非常接近，表明设计时所取相关数据都是合理的。5.1.2斗齿侧向力分析侧齿遇阻碍作用时，侧向挖掘阻力Wk由回转机构的制动器承受，此力的大小取决于回转平台的制动力矩6，其值为：MWKTr式中：r斗齿尖到回转中心的距离；Wk回转平台制动可承受的最大力矩。MT的值根据附着力矩M来确定6，仅靠液压制动时可取MT=0507M。其中M的表达式如下：M 5000G(N m)式中：G整机重量(t)；附着系数，对平履带板取 0.3，对带筋履带板取 0.5.5.25.2工作装置结构强度校核的工况介绍工作装置结构强度校核的工况介绍典型工况的选择是对结构进行性能分析的基础。典型工况是确定关
