液壓挖掘機反鏟工作裝置設(shè)計畢業(yè)論文

1、畢業(yè)設(shè)計（論文）題 目： 液壓挖掘機反鏟工作裝置設(shè)計 學(xué) 院： 航空制造工程學(xué)院專業(yè)名稱： 機械設(shè)計制造及其自動化班級學(xué)號： 08031717學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 二o一二 年 六 月 液壓挖掘機反鏟裝置設(shè)計 摘要：液壓挖掘機是一種重要的工程機械，它的廣泛應(yīng)用對于減輕勞動量，保證工程質(zhì)量，加快工程進度，提高勞動生產(chǎn)率起了巨大的作用。反鏟工作裝置由動臂，斗桿，動臂液壓缸，斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸組成。 本文根據(jù)液壓挖掘機反鏟裝置的結(jié)構(gòu)特點和工作原理，對其各主要機構(gòu)進行了運動學(xué)分析。并在此基礎(chǔ)上，根據(jù)設(shè)計說明書的設(shè)計要求，結(jié)合各機構(gòu)的工作特點和設(shè)計要求，在對各機構(gòu)分析計算的同時，結(jié)合構(gòu)件已知尺寸參

2、數(shù)，算出各機構(gòu)中構(gòu)件的其它參數(shù)，為各構(gòu)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供數(shù)據(jù)支撐。挖掘力是衡量挖掘機挖掘能力的重要參數(shù)。挖掘力是由各液壓缸中的油液壓力提供的，是主動力。最大挖掘力的實現(xiàn)受諸多因素的制約，它是工作裝置各鉸點受力分析的基礎(chǔ)。挖掘阻力不僅與鏟斗的尺寸形狀有關(guān)，還與挖掘?qū)ο笥嘘P(guān)，是兩者的綜合反映。 關(guān)鍵詞： 液壓挖掘機 反鏟裝置 運動分析 參數(shù)設(shè)計 力學(xué)分析 指導(dǎo)老師簽名： the design for backhoe equipment of the hydraulic excavatorstudent name : dong chen xi class: 080317 supervisor: xin

3、g puabstract: hydraulic excavator is an important engineering machinery. its wide application played a tremendous role to reducing the volume of labor and to ensuring project quality and to accelerating progress and to increasing productivity. backhoe working devices is made up of a moving arm and a

4、 fighting pole and shovel and a hydraulic tank of moving arm and a hydraulic tank of fighting pole and a hydraulic tank of shovel. based on the hydraulic excavator backhoe device characteristics and the structure of principle , to all the major institutions of the kinematic analysis . on this basis

5、, in accordance with the design specification design requirements , with the bodies of the characteristics and design requirements , in terms of the various agencies at the same time , combining elements of known size parameters , calculated in the component agencies of other parameters , for variou

6、s components , the shape of design data support.mining is a measure of the ability of excavators digging the important parameters. mining is done by the hydraulic cylinder of the pressure on the oil , is initiative , the largest excavation of the realization by many factors , it is also working devi

7、ce to hinge point analysis of the foundation . mining resistance not only reflect the size of bucket shape , but also with the excavation of the object , is a comprehensive reflection of the two.keyword： hydraulic excavator backhoe device motion analysis design parameters mechanical signature of sup

8、ervisor:目 錄1 前言 1.1 課題背景及目的1 1.2 國內(nèi)外研究狀況1 1.3 論文構(gòu)成及研究內(nèi)容32 挖掘機工作裝置的總體設(shè)計 2.1 工作裝置構(gòu)成4 2.2 動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式5 2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置6 2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式6 2.5 鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇7 2.6 原始幾何參數(shù)的確定83 挖掘機的工作裝置詳細(xì)的機構(gòu)運動學(xué)分析 3.1 動臂運動分析11 3.2 斗桿的運動分析12 3.3 鏟斗的運動分析13 3.3.1鏟斗的傳動比13 3.3.2最大卸載高度15 3.3.3最大挖掘半徑164 工作裝置各部分的基本尺寸計算和驗證 4.1 鏟斗各參數(shù)的確定17

9、4.1.1鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計及基本要求17 4.1.2鏟斗主要參數(shù)的確定17 4.2 動臂機構(gòu)參數(shù)的確定18 4.3 斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇20 4.4 鏟斗機構(gòu)基本參數(shù)的選擇21 4.4.1轉(zhuǎn)角范圍21 4.4.2鏟斗機構(gòu)其它基本參數(shù)的計算215 工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 挖掘阻力分析23 5.1.1轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計算23 5.1.2斗桿挖掘阻力計算24 5.2 斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計25 5.2.1斗桿的受力分析25 5.2.2結(jié)構(gòu)尺寸的計算30 5.3 動臂結(jié)構(gòu)設(shè)計32 5.3.1第一工況位置33 5.3.2第二工況位置36 5.3.3內(nèi)力圖和彎矩圖的求解39 5.4 鏟斗的設(shè)計43 5.4.1鏟

10、斗斗形尺寸的設(shè)計43 5.4.2鏟斗斗齒的結(jié)構(gòu)計算44 5.5 挖掘機工作裝置油缸推力44 5.5.1鏟斗油缸推力44 5.5.2斗桿油缸推力45 5.5.3動臂油缸推力45 5.6 銷軸與襯套的設(shè)計46 5.6.1銷軸的設(shè)計46 5.6.2銷軸用螺栓的設(shè)計46 5.6.3襯套的設(shè)計466 結(jié)論參考文獻48致 謝49附錄：三維建模,裝配截圖50液壓挖掘機反鏟裝置設(shè)計1前言 1.1課題背景及目的 液壓挖掘機是一種重要的工程機械，廣泛應(yīng)用于工業(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)代化軍事工程等行業(yè)的機械化施工中，對減輕繁重的體力勞動、保證工程質(zhì)量、加快建設(shè)速度、提高勞動生產(chǎn)

11、率起著十分巨大的作用。 反鏟式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。我國挖掘機械行業(yè)近年來雖有很大的發(fā)展，但從產(chǎn)品的種類、數(shù)量和技術(shù)性能及制造質(zhì)量上都還不能滿足現(xiàn)代化建設(shè)發(fā)展的要求，迅速地提高挖掘機械的設(shè)計、研究和生產(chǎn)的技術(shù)水平是當(dāng)前挖掘機械行業(yè)所面臨的迫切而艱巨的任務(wù)。所以非常有必要提高挖掘機工作裝置的可靠性，對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化、減輕工作裝置重量、提高工作效率、減少能耗，從而提高挖掘機生產(chǎn)企業(yè)的設(shè)計水平和自主開發(fā)能力。1.2國內(nèi)外研究狀況我國的挖掘機生產(chǎn)起步較晚，從1954年撫順挖

12、掘機廠生產(chǎn)的第一臺斗容量為1的機械式單斗挖掘機至今，大體上經(jīng)歷了測繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個階段。新中國成立初期，以測繪仿制前蘇聯(lián)20世紀(jì)3040年代的w501、w502、w1001、w1002等型機械式單斗挖掘機為主，開始了我國的挖掘機生產(chǎn)歷史。由于當(dāng)時國家經(jīng)濟建設(shè)的需要，先后建立起十多家挖掘機生產(chǎn)廠。1967年開始，我國自主研制液壓挖掘機。早期開發(fā)成功的產(chǎn)品主要有上海建筑機械廠的wy100型、貴陽礦山機器廠的wy60型、合肥礦山機器廠的wy60挖掘機等。隨后又出現(xiàn)了長江挖掘機廠的wy160型和杭州重型機械廠的wy250型挖掘機等。他們?yōu)槲覈簤和诰驒C行業(yè)的形成和發(fā)展邁出了極其重要

13、的一步。到20世紀(jì)80年代，我國挖掘機生產(chǎn)廠已有30多家，生產(chǎn)機型達40余種。中、小型液壓挖掘機已形成系列，斗容量有0.125立方米等12個等級、20多種型號，還生產(chǎn)0.54.0以及大型礦用10、12機械傳動單斗挖掘機，1隧道挖掘機，4長臂挖掘機，1000每小時的排土機等。但總的來說，我國挖掘機生產(chǎn)的批量小、分散，生產(chǎn)工藝及產(chǎn)品質(zhì)量與國際先進睡睡水平相比，有很大差距。工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產(chǎn)較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等是斗容量3.540單斗液壓挖掘機的主要生產(chǎn)國，從20世紀(jì)80年代開始生產(chǎn)特大型挖掘機。 是世界上目前最大的挖掘機。 從20世紀(jì)后期開始，國際上挖掘機的生產(chǎn)向大型化、微型

14、化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。（1）、開發(fā)多品種、多功能、高質(zhì)量及高效率的挖掘機。（2）、迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導(dǎo)向相結(jié)合，實現(xiàn)挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。（3）、采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)、系列化、通用化發(fā)展速度。(4)、更新設(shè)計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設(shè)計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設(shè)計理論和方法，并將疲勞損傷積累論、斷裂力學(xué)、有限元法、優(yōu)化設(shè)計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術(shù)、疲勞強度分析方法等先進技術(shù)應(yīng)用于

15、液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產(chǎn)品的優(yōu)質(zhì)高效和競爭力。美國提出了考核動強度的動態(tài)設(shè)計分析方法，并建立了預(yù)測產(chǎn)品失效和更新理論。日本制定了液壓挖掘機構(gòu)件的強度評定程度周期，加快了液壓挖掘機更新?lián)Q代的進程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機的運轉(zhuǎn)率達到85%95%，使用壽命超過1萬小時。（5）、加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結(jié)構(gòu)和傾翻保護結(jié)構(gòu)的駕駛室，安裝可調(diào)節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。（6）、進一步改進液壓系統(tǒng)。（7）、迅速拓展電子化、自動化技術(shù)在挖掘機上的應(yīng)用。20世紀(jì)70年代，為了節(jié)省能源消耗減少對環(huán)境污染，是挖掘機的操作輕便和安全

16、作業(yè)，降低挖掘機噪音，改善駕駛員工作條件，逐步在挖掘機上應(yīng)用電子和自動控制技術(shù)。隨著對液壓挖掘機的工作效率、節(jié)能環(huán)保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了機電液一體化在挖掘機的應(yīng)用，并使其各種性能有了質(zhì)的飛躍。1.3 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(xì)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)計及仿真設(shè)計。(5) 銷軸的設(shè)計及螺栓等標(biāo)準(zhǔn)件進行選型。2 挖掘機工作裝置的總體設(shè)計液壓挖

17、掘機的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃切削土壤并將土裝入斗內(nèi)。斗裝滿后提升，回轉(zhuǎn)到卸土位置進行卸土。卸完后鏟斗再轉(zhuǎn)回并下降到挖掘面進行下次挖掘。本文主要對工作裝置的反鏟裝置進行分析。2.1 工作裝置構(gòu)成液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，反鏟工作裝置由鏟斗、連桿、斗桿、動臂、相應(yīng)的三組液壓缸等組成，液壓挖掘機的工作裝置組圖如圖2-1所示。1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 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 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

18、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。 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(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

19、壓挖掘機的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)，三維裝配圖如圖2-2。圖2-2 挖掘機三維裝配圖 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，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(dāng)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 動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式動臂是工作裝置中的主要構(gòu)件，斗桿的結(jié)構(gòu)型式往往取決于動臂的結(jié)構(gòu)型式。反鏟動臂可以分為整體式和組合式兩類。整體式動臂有直動式和組合式兩類。直動式臂結(jié)構(gòu)簡單，輕巧，布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。采用整

20、體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式。整體式彎動臂在彎曲處的結(jié)構(gòu)形式和強度值得注意，近年來懸掛式挖掘機出現(xiàn)了小彎臂的結(jié)構(gòu)形式，是直動臂的改良，動臂的箱型結(jié)構(gòu)可以不用開口，動臂和斗桿油缸及管路的布置也比較方便。整體式動臂結(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。它的缺點是替換工作裝置較少，通用性較差。而組合式動臂工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化調(diào)整，較合理的滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結(jié)構(gòu)要求，裝車運輸比較方便。由于所設(shè)計的是中型液壓挖掘機，綜上選用整體式動臂。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，故采

21、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(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。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設(shè)在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結(jié)構(gòu)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(cè)各裝一只，這樣的雙動臂在結(jié)構(gòu)上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足，所以動臂油缸和鏟斗油缸的布置為是下置式，具體結(jié)構(gòu)示意圖如圖2-3動臂油缸鉸接示意圖。1-動臂； 2-動臂油缸圖2-3 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

22、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-曲柄； 2-連桿圖2-4 鏟斗連接布置示意圖2.5 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，其應(yīng)滿足以下的要求：（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，選用中型挖掘機常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，

23、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2.6 原始幾何參數(shù)的確定（1）動臂與斗桿的長度比k1由于所設(shè)計的挖機適用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，k1取在1.52.0之間，初步選取k1=1.8，即l1/l2=1.8。（2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇斗容：q =0.9 m3按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=1550mm（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。初選動臂油缸內(nèi)徑d1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm

24、。斗桿油缸的內(nèi)徑d2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑d3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程l1=1000mm，斗桿油缸行程l2=1450mm，鏟斗油缸行程l3=1250mm。并按經(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。由上繪出圖2-7工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖和表一后面設(shè)計中所需的參數(shù)。此上，后續(xù)設(shè)計所需參數(shù)已給定，液壓挖掘機的總體設(shè)計基本完成。 圖2-7：工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖表一 ：反鏟機構(gòu)自身幾何參數(shù)表參 數(shù) 分 類機

25、構(gòu) 組 成鏟 斗斗 桿動 臂機 體符 號 意 義原始參數(shù)=qv , =mh ,=mn , =hn,=qk, =kv,=kh=fq, =ef,=fg, =eg,=gn, =fn,=nq=cf, =cd,=cb, =df,=bf=cp, =ca,=ci, =ct,=cs, =jt,=ji推 導(dǎo)參 數(shù)=，=，=，=，=，=，=，=特 性 參 數(shù), , , , 備 注3 挖掘機的工作裝置詳細(xì)的機構(gòu)運動學(xué)分析反鏟裝置的具體結(jié)構(gòu)型按運動學(xué)分析，在運動學(xué)上能以通用的數(shù)學(xué)表達式表示。本文通過直角坐標(biāo)系對典型結(jié)構(gòu)型式作運動分析的方法反鏟裝置的幾何位置取決于動臂液壓缸的長度、斗桿液壓缸的長度和鏟斗液壓缸的長度。3

26、.1 動臂運動分析動臂是液壓挖掘機的主要部件，前面選定整體式動臂，動臂上任意一點在任一時刻也都是l1的函數(shù)。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如圖3-1所示，1是l1的函數(shù)，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；在三角形ab0c中： 動臂的瞬時轉(zhuǎn)角為: = 圖 3-2 f點坐標(biāo)計算簡圖 當(dāng)f點在水平線cu之下時21 = ucb為負(fù)，否則為正。(圖 3-2 f點坐標(biāo)計算簡圖)f點的坐標(biāo)為

27、 xf = l30+l1cos21 yf = l30+l1sin21 c點的坐標(biāo)為 xc = xa+l5cos11 = l30 yc = ya+l5sin11 動臂油缸的力臂e1 e1 = l5sincab 顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l53.2 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(shù)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； 斗桿擺角.圖3-3 斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖由上圖的幾何關(guān)系知 斗桿的瞬時轉(zhuǎn)

28、角為: 則斗桿的作用力臂 e2 =l9sindef 顯然斗桿的最大作用力臂 e2max = l93. 3 鏟斗的運動分析3.3.1 鏟斗的傳動比鏟斗相對于xy坐標(biāo)系的運動是、和的函數(shù)，情況較復(fù)雜?，F(xiàn)先討論鏟斗相對于斗桿的運動。圖 3-4 鏟斗連桿機構(gòu)計算簡圖 當(dāng)給定了鏟斗液壓缸長度，由表一原始參數(shù)及推導(dǎo)參數(shù)出發(fā)，利用幾何關(guān)系可依次求得圖34中（）、（）、（）、（）、（）、 （）、（）、 （）、（）、 （）、（）、（）等值。由圖3-4鏟斗液壓缸對n點的作用力臂為 連桿hk對n點作的用力臂為 連桿hk對q點作的用力臂為 鏟斗連桿機構(gòu)的總傳動比為 鏟斗相對于斗桿的擺角范圍 當(dāng)取上和時可分別求得和。于

29、是得： 斗齒尖坐標(biāo)方程斗齒尖v的坐標(biāo)值和是、和的函數(shù)。 只要推導(dǎo)出和的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定?，F(xiàn)按圖 35 推導(dǎo)如下。結(jié)合表一以及前面計算得到的有關(guān)參數(shù)值，通過幾何和三角函數(shù)運算，可依次求得：（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）等最后得到: 圖3-5最大卸載高度計算簡圖圖3-6 最大挖掘深度計算簡圖3.3.2 最大卸載高度當(dāng)動臂液壓缸全伸，斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當(dāng)位置使qv連線處于垂直狀態(tài)時得到最大卸載高度為： 故q點坐標(biāo)為： 式中： 因此v點坐標(biāo)為： 就是最大卸載高度3.3.3最大挖掘半徑當(dāng)斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當(dāng)位置使qv轉(zhuǎn)到cq的延長線上，c

30、v水平時得到最大挖掘半徑： 就是最大挖掘半徑。 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 = 85mm ；l 40 = 9800mm；=9885mm此上，已對液壓挖掘機的動臂、斗桿、鏟斗的機構(gòu)運動學(xué)作了分析。4 工作裝置各部分的基本尺寸計算和驗證液壓挖掘機基本參數(shù)是表示和衡量挖掘機性能的重要指標(biāo)，本文主要計算和驗證鏟斗、動臂、斗桿的尺寸。4.1 鏟斗各參數(shù)的確定4.1.1 鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計及基本要求對于液壓挖掘機，考慮到現(xiàn)實工作狀況和查閱相關(guān)文獻資料，對鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計有以下基本要求：（1）、要有利于物料的

31、自由流動，因此，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各種物料的運動規(guī)律。（2）、要使物料易于卸凈，縮短卸載時間，并提高鏟斗有效容積。 （3）、為使裝進鏟斗的物料不易掉出，斗寬與物料直徑之比應(yīng)不大于：1.（4）、裝設(shè)斗齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘比壓，以便切人或破碎阻力較大的物料。挖硬土或碎石時還能把石塊從土壤中耙出。對斗齒的材料、形狀、安裝結(jié)構(gòu)及其尺寸參數(shù)的基本要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更換。4.1.2 鏟斗主要參數(shù)的確定 當(dāng)鏟斗容量q一定時，挖掘轉(zhuǎn)角，挖掘半徑和平均斗寬b之間存在一定的關(guān)系，即具有尺寸和b的鏟斗轉(zhuǎn)過角度所切下的土壤剛好裝滿鏟斗，于是斗容量可按下

32、式計算： (4.1) 式中：鏟斗充滿系數(shù)；土壤松散系數(shù)。（查表 ）一般取: (4.2)的取值范圍： (4.3)式中： q鏟斗容量，； b鏟斗平均寬度，m。 因為q=0.9，查表跟經(jīng)驗公式取 b=1040mm.按經(jīng)驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選 = 1450mm 得出 = 95/2 = 47.5鏟斗挖掘體積土壤所消耗的能量稱為切削能容量。反鏟鏟斗的主要參數(shù)，即平均鏟斗寬度b，切削轉(zhuǎn)角和挖掘半徑對轉(zhuǎn)斗底切削能容量有直接影響，可用下式表示： (4.4) 式中： 鏟斗切削能容量，； 考慮切削過程中其他影響因素的系數(shù)；（理想狀態(tài)?。?具有應(yīng)力因次的系數(shù)，在鏟斗容量q=0.151時，取=1.5；

33、 具有容積質(zhì)量因次的系數(shù)，在鏟斗容量q=0.151時，取=0.07。顯然，在設(shè)計鏟斗時，在滿足鏟斗容量q的條件下，應(yīng)使鏟斗切削能容量e最小。由上式可以看出，減小角，增大鏟斗寬度b和切削半徑能夠減低e，計算得 e = 1554.81 鏟斗兩個鉸點k、q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂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，初選特性參數(shù)k2 = 0.29。由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選10 = kqv =1104.2 動臂機構(gòu)參數(shù)的確定初選動臂轉(zhuǎn)角1 = 120 由經(jīng)驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數(shù)k3 = 1.4 （k3 = l42/l41）鉸點a

34、坐標(biāo)的選擇：由底盤和轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)，并結(jié)合同斗容其它機型的測繪，初選：xa = 430 mm ；ya = 1200mm4.2.1 據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般與的值很接近。因此要求，已知的和可按下列近似經(jīng)驗公式初定和，即：由: 其中 k1=1.8 l3=1550mm 且 = 9885mm 可解得： l2 = （r -l3）/（1+ k1）= （9885-1550）/（1+1.8）= 3000mm l1 = k1l2 = 1.8 3000 = 5400mm4.2.2 在中已知、可得： 計算得 3 9 = 24.54.2.3 由經(jīng)驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.4初選11 = 62.5。斗

35、桿油缸全縮時，cfq =32 8最大，依經(jīng)驗統(tǒng)計和便于計算，初選（32 8）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= -1-39 = 35.5bcf=3=zcf-zcb = 30.5最大卸載高度的表達式為：h3max = yc+l1sin（1-20-11）l2l3 最大挖掘深度絕對值的表達式為：h1max = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- l5 sin11- ya) 令 a =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93 b = a + （32 8）max = 93 +（-160）=-67h

36、1max + h3max - l1sin（1max-93）+ sin（93 -1min） + l2 sin（1max +67）+1= 0 又特性參數(shù) 可得： 1max = 152 1min = 46.1 h1max = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- l5 sin11- ya l5 = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- ya - h1max / sin11 = 750mm而1min與1max需要滿足以下條件1min = cos-1（2+1-2）/2 1max = cos-1（2+1-122）/2 = 2.51 = 3.1 1 而+ 1 = 2.51 + 1 = 3

37、.51 （1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） 、滿足經(jīng)驗條件，說明、的取值是可行的。則 l7 = l5 = 2335mm l1min =l5 =1880mm l1max =1 l1min = 3010mm 至此，動臂機構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。4.3 斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇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 = 940 mm 如圖4-1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；2：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

38、臂e20與最大力臂e2max有以下關(guān)系:e20/e2max = l9cos(2max/2)/l9 = cos (2max/2) 由4.24知, 2max越大,則e20越小,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2max,初取2max = 90efq取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在 130170之間.初定 efq=150,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.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；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.圖4-1斗桿機構(gòu)基本參數(shù)計算簡圖由圖4-2的幾何關(guān)系有:l2min = 2l9sin (2

39、max/2)/(2-1) = 2215 mml2max = l2min + 2l9sin (2max/2) = 3545 mml82 = l22min + l29 + 2l2minl9cos(-2max)/2 l8 = 2995 mm4.4 鏟斗機構(gòu)基本參數(shù)的選擇4.4.1 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d0：h2max-h3max = l3（sind0 +1） 得 d0 = 55最大轉(zhuǎn)角3max：3max = v0qvz，不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選3max = 165 。4.4.2 鏟斗機構(gòu)其它基本參數(shù)的計算在圖4-2中，l1

40、2：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。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4-2 鏟斗機構(gòu)計算簡圖則有：l24 = kq = k2 l3 = 1550 mm鏟斗的最大挖掘阻力f3j max 應(yīng)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 = 6

41、9 kn 挖掘阻力f3j 所做的功w3j：w3j = f3j max l3 3max = 3.08105 n.m 由圖4-3知，鏟斗油缸推力所做的功w3：w3 = f3 （2-1）l3min 由功的守恒知 w3 = w3j 計算可得：l3min = 1720mm 則l3max =3 l3min =2750mm通過經(jīng)驗公式和同斗容的其它機型的參考，初步選定剩余的基本尺寸如下：hk = 600mm； hn = 640mm；nq = 400mm； fn = l2-nq = 2600mm； gf = 800mm；由預(yù)選gfn = 60則 gn2 = fn2 + gf2 2cosgfnfngf gn =

42、 2300mm至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。5 工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計 整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構(gòu)組成，要確定這些結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對其結(jié)構(gòu)進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結(jié)構(gòu)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(jù)。5.1 挖掘阻力分析液壓挖掘機反鏟裝置工作時既可用鏟斗液壓缸挖掘(簡稱轉(zhuǎn)斗挖掘)，也可用斗桿液壓缸挖掘(簡稱斗桿挖掘)，或作復(fù)合動作挖掘。一般認(rèn)為斗容量小于或在土質(zhì)松軟時以轉(zhuǎn)斗挖掘為主，反之則以斗桿挖掘為主。這兩種情況的挖掘阻力不同。5.1.1 轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計算轉(zhuǎn)斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而有明顯變化。 切削

43、阻力與切削深度基本上成正比。但總的說前半過程切削阻力較后半過程高，因前半過程的切削角不利，產(chǎn)生了較大的切削阻力，對斗形切削刃所作的大曲率切削有同樣結(jié)果，其切削阻力的切向分力可以用下列公式表達： （5.1）式中: c表示土壤硬度的系數(shù)， 對ii級土宜取c5080， 對iii級土宜取c=90150，對iv級土宜取c=160320； r鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑，r，單位為cm； 挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半； 鏟斗瞬時轉(zhuǎn)角；b切削刃寬度影響系數(shù)，其中b為鏟斗平均寬度；a切削角變化影響系數(shù),取a13;z帶有斗齒的系數(shù),z0.75(無斗齒時，z1)； x斗側(cè)壁厚度影響系數(shù)，x1+0.03

44、s，其中s為側(cè)壁厚度，單位為cm，初步設(shè)計時可取x1.15； d切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容量大小在d=100001700范圍內(nèi)選取，當(dāng)斗容量時，d應(yīng)小于10000n。轉(zhuǎn)斗挖掘裝土 （5.2）式中 ：密實狀態(tài)下土壤容重，單位為n； 挖掘起點和終點間連線ab方向與水平線的夾角； 土壤與鋼的摩擦系數(shù) 。計算表明：與相比很小，可忽略不計。當(dāng)， 時出現(xiàn)轉(zhuǎn)斗挖掘最大切向分力，其值為： （5.3）試驗表明法向挖掘阻力的指向是可變的，數(shù)值也較小，一般00.2，土質(zhì)愈均勻，愈小。從隨機統(tǒng)計的角度看，取法向分力為零來簡化計算是允許的。這樣就可看作為轉(zhuǎn)斗挖掘的最大阻力。轉(zhuǎn)斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力計

45、算。也即把半月形切削斷面看作相等面積的條形斷面，條形斷面長度等于斗齒轉(zhuǎn)過的圓弧長度與其相應(yīng)之弦的平均值，則平均切削厚度為： （5.4）平均挖掘阻力為: （5.5）式中:用度數(shù)代表，一般所謂平均阻力是指裝滿鏟斗的全過程阻力平均值， 因此應(yīng)取。顯然這一計算方法是近以的，國外有試驗認(rèn)為平均挖掘阻力為最大挖掘阻力的7080，可作為參考。5.1.2斗桿挖掘阻力計算斗桿挖掘時切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中可視為常數(shù)。一般取斗桿在挖掘過程中的總轉(zhuǎn)角為，在這轉(zhuǎn)角行程中鏟斗被裝滿。這時斗齒的實際行程為： （5.6） 斗桿挖掘時的切削厚度可按下式計算： （5.7）斗桿挖掘阻力為： （5.8）式中：斗桿挖掘時的

46、切削半徑， =fv。挖掘比阻力，當(dāng)取主要挖掘土壤的值時可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土質(zhì)值時則得最大挖掘阻力。一般斗桿挖掘阻力比轉(zhuǎn)斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度較小。5.2斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.1 斗桿的受力分析斗桿主要受到彎矩的作用，故要找出斗桿中的最大彎矩進行設(shè)計計算。根據(jù)受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產(chǎn)生最大彎矩的工況可能有以下兩個：第一工況位置，其滿足以下條件：（1） 動臂處于最低位置。即動臂油缸全縮。（2） 斗桿油缸的力臂最大。（3） 鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。（4） 側(cè)齒挖掘時受到橫向力wk的作用第二工況位置，該工況滿足以下條件：（1） 動臂位于動臂油缸對鉸點a的最大作用力臂e1max處。（2） 斗桿油缸的力臂最大。（3） 鏟斗齒尖位于f、q兩鉸點的連線上或鏟斗位于最大挖掘力位置。（4） 挖掘阻力對稱于鏟斗，無側(cè)向力 wk的作用。 .第一工況位置的受力分析在這個工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大。該工況的具體簡圖如圖5-1所示。取工作裝置為研究對象，如圖5-2所示。在該工況下存