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1、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Pro/e软件绘出其连杆模型。接着根据连杆模型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
2、的具体结构尺寸对工作装置的主要部件进行校核。关键词:液压挖掘机，工作装置，运动学分析，结构设计AbtractAs one of important construction machinery and equipments，hydraulic excavator is widely used in earthwork construction and mine exploitation, such as in architecture, road engineering, water conservancy, port building, national defense project, e
3、tcThe excavator with a backhoe d is mainly used to excavate the earth undergroundBackhoe Equipment of Hydraulic Excavator is one important device to perform many functions. The working performance and reliability of the whole machine is influenced by the rationality of its structure.Firstly，this pap
4、er, which is based on the structural features of hydraulic backhoe excavator、be worked principle and the analysis of typical conditions, summed up the excavator working equipment performance requirements and design principles. Secondly, be selected the program and conduct the kinematic analysis of a
5、ll the major components of working equipment，and be determined the distance between the hinge points，and then used the Pro/e software to draw the link model ；Thirdly，drew two-dimensional drawings of the work equipments；Finally, according to the drawings specific dimensions, check the main components
6、 of working device. Key words：hydraulic excavator；目录1绪论- 1 -1.1课题背景及目的- 1 -1.2 挖掘机发展简史- 1 -国外液压挖掘机目前水平及发展趋势- 1 -国内液压挖掘机的发展概况- 2 -1.3液压挖掘机的基本类型- 2 -1.4本次设计概述- 3 -1.5 论文构成及研究内容- 3 -2 总体方案设计- 4 -2.1 工作装置构成及原理- 4 -2.2 工作装置坐标设定（见图2-2）- 6 -2.3 工作装置各部分方案选择- 6 -2.3.1 动臂种类选择及油缸布置方案选择- 6 -2.3.2 斗杆种类选择- 8 -铲斗种
7、类选择及油缸布置方案选择- 8 -2.4 液压挖掘机工矿分析- 9 -2.5 液压挖掘机工作装置设计要求- 14 -2.5.1 几何尺寸要求- 14 -2.6 液压挖掘机工作装置的设计原则- 17 -2.7 设计基本参数以及设计作业范围- 18 -3工作装置运动学分析- 19 -3.1 动臂运动分析- 19 -3.2 斗杆的运动分析- 21 -3.3 铲斗的运动分析- 22 -3.4 特殊工作位置计算- 23 -4基本尺寸的确定- 27 -4.1 斗形参数的选择- 27 -4.2 动臂机构参数的选择- 28 -4.3 斗杆机构基本参数的选择- 30 -4.4 连杆及铲斗机构基本参数的选择- 3
8、1 -5 工作装置结构受力分析与校核- 37 -5.1 挖掘阻力分析- 37 -5.2 工作装置各部分油缸作用力的确定- 38 -铲斗油缸作用力的确定- 38 -斗杆油缸作用力的确定- 41 -动臂油缸作用力的确定- 42 -5.3 工作装置结构强度校核的工况介绍- 43 -5.4 斗杆的力学分析- 44 -5.5 斗杆强度校核- 50 -5.6 动臂力学分析- 55 -5.7 动臂强度校核- 57 -6 结论- 61 -参考文献- 62 -附录- 63 -致谢- 64 -1绪论1.1课题背景及目的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、
9、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。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，具体的设计特别是小型挖掘机的设计已经趋于成熟。而关于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
10、识和水平能力只是初学者，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，巩固所学的知识和提高设计能力。1.2 挖掘机发展简史 挖掘机械的最早雏形，主要用于河道。港口的疏浚工作，第一台有确切记载的挖掘机械是1796年英国人发明的蒸汽“挖泥铲”。而能够模拟人的掘土工作，在陆地上使用的蒸汽机驱动的“动力铲”于1835年在美国诞生，主要用于修筑铁路的繁重工作，被认为是现代挖掘机的先驱，距今已有170多年历史。1950年，德国研制出世界上第一台全液压挖掘机。由于科学技术的飞速发展，各种新技术、新材料不断在挖掘机上得到应用，尤其是电子技术和信息技术的应用使得液压挖掘机在作业效率、可靠性、安全性
11、和操作舒适性以节能、环保等方面有了长足的进步。目前液压挖掘机已经在全世界范围内得到广泛应用，成为土石方施工不可缺少的重要机械设备。国外液压挖掘机目前水平及发展趋势 工业发达国家的液压挖掘机生产较早，产品线齐全，技术成熟。美国、德国和日本是液压挖掘机的主要生产国，具有较高市场占有率。20世纪后期开始，国际上液压挖掘机的生产从产品规格上看，在稳定和完善主力机型的基础上向大型化、微型化方向发展；从产品性能上看，向高效节能化、自动化、信息化、智能化的方向发展。国内液压挖掘机的发展概况 我国从1967年开始研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WY100、贵阳矿山机器厂的W460、合肥
12、矿山机器厂的WY60等。到20世纪70年代末80年代初，长江挖掘机厂和杭州重型机械研制成功了WY160和WY250等液压挖掘机产品。从1994年开始，美国的卡特彼勒公司、日本的神户制钢所、日本的小松制作所、日本的日立建机株式会社、韩国大宇重工、韩国现代重工业以及德国利勃海尔、德国雪孚、德国阿特拉斯、瑞典沃尔沃等公司先后在中国建立了中外合资、外商独资挖掘机生产企业，生产具有世界先进水平的多种型号和规格的液压挖掘机产品。近年来我国经济增长迅速，液压挖掘机市场需求不断扩大，形成了巨大的挖掘机市场空间，但该行业主要由合资企业和外资企业所垄断。国内一些工程机械待业的上市股分公司合资的方式介入了挖掘机产业
13、，同时国内还有众多的企业也在生产液压挖掘机，但在生产规模、品种、质量等方面与国外大公司相比还有一定差距。为了发展民族挖掘机产业，必须瞄准国际先进水平，围绕国内外两个市场，在充分利用国际化配套的国外先进技术的基础上，增强自主创新意识，掌握核心设计制造技术，发挥性价比优势，提高产品竞争力，把我国液压挖掘机产品做大做强。1.3液压挖掘机的基本类型单斗液压挖掘机可按用途及其主要装置的特征进行分类。 按液压挖掘机主要用途及工作装置的不同分为通用型和专用型两种。中小型挖掘机大多数为通用型，即以挖掘土壤容重18000N/m为标准反铲斗的主要装置外，还配有适于 挖掘各种轻重土质和挖掘幅度的反铲、正铲、抓斗、装
14、载、起重等多种可换装置。而大型液压挖掘机则以矿用正铲为主要装置外，一般亦配有挖掘轻重土、石料和各种挖掘幅度的正、反铲等装置。主要用于矿山采掘和装载、称采矿或矿用型。 按工作装置的结构不同分为铰接式和伸缩臂式挖掘机，常用者均为铰接式，伸缩臂式挖掘机因可用于平整清理场地和坡道等作业，故有挖掘平地机之称。 按行走装置的不同，液压挖掘机分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式及拖式等种类。屐带式因有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长及以浮式履带来降低接地比压。轮式挖掘机具有行走速度快，机动性好、可在城市道路通行，故近年来在中小型液压挖掘机中发展较快。汽车式、悬挂式是以汽车及拖拉机为
15、基础机械(底盘)装设挖掘或装载工作装置的小型挖掘机。适用于城建小量土方工程及农村建筑。拖式则没有行走驱动机构，转移时由牵引车牵引，主要优点为结构简单、成本低。 按回转部分转角的不同，液压挖掘机有全回转和半回转两类。大部分液压挖掘机是全回转式的，小型液压挖掘机如悬挂式等工作装置仅能作180左右的回转，为半回转式。 按主要机构是否全部采用液压传动又分为全液压式与半液压式两种。两者区别在于半液压传动挖掘机的行走机构采用机械传动，少数挖掘机仅工作装置采用液压传动，如大型矿用挖掘机等。目前国产轮胎式液压挖掘机多采用半液压式。1.4本次设计概述 本次设计斗容量为0.3m3,全液压履带式挖掘机型号为YW0.
16、3型，由于履带式液压挖掘机有良好通过性能应用最广，对松软地面或沼泽地带还可采用加宽、加长以及浮式履带来降低接地比压。1.5 论文构成及研究内容本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下四部分: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。2 总体方案设计2.1 工作装置构成及原理 图1-1 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1-1为液压挖掘机工作装置基本组成及
17、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
18、轨迹决定于各油缸的运动及其相互配合情况。通常情况下，分为动臂挖掘、斗杆挖掘、转斗挖掘等几种情况。（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
19、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
20、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。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2-2所示。图2-2 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。2.2 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
21、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。2.3 工作装置各部分方案选择 2.3.1 动臂种类选择及油缸布置方案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， 目前采用得多的是整体式动臂。组合式动臂如图2-3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，
22、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 ,故本次设计不采用。 图2-3 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
23、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。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
24、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。2.3.2 斗杆种类选择 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。铲斗种类选择及油缸布置方案选择 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，其应满足以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
25、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，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2-4所示。 图2-4 铲斗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2-5所示。图2-5 铲斗连接布置示意图1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗2.3.4 铲斗结构形式及斗齿的安装形式铲斗结构的基本要求1.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
26、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，如图2-6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2-6 斗齿安装形式本次设计的标准铲斗容量为0.3立方米故选择螺栓连接安装形式。2.4 液压挖掘机工矿分析图2-7液压挖掘机的工作运动1-动臂升降；2-斗杆
27、收放；3-铲斗装卸；4-转台回转；5-整机行走2.4.1 典型挖掘工况 a-水平地面的挖削； b-斜坡地面的挖削 a-水平地面的切削； b-斜坡地面的切削图2-8 斗尖直线挖削 图2-9 地面的切削和压整2.4.2 满斗举升回转工况2.4.3 卸载工况2.4.4 空斗返回工况2.4.5 整机移动工况2.4.6 姿态调整与保持工况图2-10 挖掘机姿态调整保持工况图2.5 液压挖掘机工作装置设计要求2.5.1 几何尺寸要求图2-11 挖掘机作业范围主要挖掘区域2.5.2 运动和动力特性要求2.5.3 结构强度要求2.5.4 经济性要求2.5.5 其它性能要求2.6 液压挖掘机工作装置的设计原则2
28、.7 设计基本参数以及设计作业范围基本参数为：工作质量8000Kg，斗容量0.3 m3。设计作业范围：最大挖掘高度： 4500mm；最大挖掘深度： 3000mm。行走速度（km/h）：3.6/1.8。动臂、斗杆材料使用Q345B。3工作装置运动学分析图3-1 动臂摆角范围计算简图图3-2 F点坐标计算简图动臂的摆角是动臂油缸长度L1的函数，动臂上任意一点在任意时刻的坐标值也都是L1的函数。图3-1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
29、铰点。设特性参数=/，=/ 如图所示，当L1= L1min时得在ACB中，据余弦定理知： = 当=时则得：= 动臂的摆角范围为：=-=- 动臂的瞬时转角为：= 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。当F点在水平线CU之下时为负，否则为正。F点的X坐标方程为： F点的Y坐标方程为： 这里C点的Y坐标值可由图3-2得到：XC = XA-l5COS11 YC = 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，这时。3.2 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L的影响
30、。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。图3-3 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：当斗杆油缸全缩时，取得： 摆角 斗杆的作用力臂e2: 斗杆油缸最大作用力臂，取得：3.3 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， 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
31、点， H点为摇杆，油缸与连杆的铰点。图3-4 铲斗的运动(1）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=NHsinGHN 其中, NH和HG由设计时确定。连杆HK对N点的力臂r2=NHsinKHN其中：KHN=NHQ+KHQ , FN,NG,GF均在设计中得到。HK,QH均在设计中得到连杆HK中的力对Q点的力臂为r3 = l24sinHKQ 挖掘阻力对Q点的力臂为r4=l3=QV连杆机构传动比i = （r1r3）/（r2r4） =0.309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i0，L3max代入可得终传动比iz。铲斗相对
32、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。3.4 特殊工作位置计算3.4.1 最大挖掘半径R1 图3-5 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3-5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:R1=XC+ 3.4.2 最大挖掘深度H1max图3-6 最大挖掘深度计算简图其中NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下
33、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 = YVmin = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 =YC+l1Sin(1min-2-11)l2l3 最大卸载高度H3max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:3.4.4 最大挖掘高度H2max 最大挖掘高度工况是
34、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3-8所示： 图3-8 最大挖掘高度计算简图4基本尺寸的确定4.1 斗形参数的选择图4-1 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。他们间的关系为：一般土壤松散系数=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。（斗型如图4-1）斗容量q：设计主参数已经给出q=0.3立方米平均都宽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），取B=0.66m。挖掘装满角度：根据文献5的P75及文献2的P28取2=100故由前面公式计算得到R= 0.99m，从而l
35、3=R=1000mm。根据经验公式有：=(0.30.38) =0.381000 =380mm =KQV一般取95105；本次设计取=1004.2 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，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=1.5.A点由底盘和转台结构决定，初选：XA = 811mm,YA = 920mm, 初取l5=436mm,则由前面公式得 XC = X
36、A-l5COS11 =600mm，YC = YA+l5Sin11 =1320mm。 2.动臂长度与斗杆长度的选择参照文献5的P80知道斗杆油缸全缩时，CFQ =32最大，常选32max = 160180，本次设计取32max=160 由初定定的最大挖掘半径R1=6188mm、最大挖掘深度3800mm、最大卸载高度4200mm、已初步选定的l3和k1，在最大挖掘半径处，简图如4-2下：图4-2 最大挖掘半径时根据余弦定理得，上式中只有l2是未知的，因而解之得，l2=2075mm，则l1 = k1l2 = 1.5 2075= 3182mm3.l41与l42的计算如图4-2，在三角形DCF中： 代入
37、得：lDC=1939mmlDF = 1940 mm39= DFC = COS-1（l422+l12l412）/2l1l42 =34.68参照文献5的P80取k4 = 0.3（反铲k40.8）由于采用动臂单液压缸初取BCD = 8如图4-2，在三角形CZF中：DCF= -1-39 = 180-120-27 =33a2=BCF=3=DCF-DCB =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
38、相减，并令 A =2+11=25+62=87,B = A -32 max 87-160=-73，得H1max + H3max l1 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 = 155，1min = 48.99 而1min与1max需要满足以下条件1min=COS-1（2+1-2）/2 1max= COS-1（2+1-122）/2 将1max 、1min 的值代入以上公式中得： = 3.37 = 2.69而+ 1= 4.37 （1 + ）/ = 1.6
39、25 1 （1= 1.6） 、满足、两个经验条件，说明、的取值是可行的。则l7 = l5 = 2.69 436 = 1454mm L1min =l5 = 3.37 436=1517mmL1max =1 L1min = 1.61517 = 2426mm 初取DFB=7。至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。4.3 斗杆机构基本参数的选择图4-3 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.由初定，斗杆挖掘力PGmax=35kN 设斗杆油缸的油压为18MPa，缸径为110mm，则斗杆油缸的工作推力N取整
40、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 ）/ P2 = 35103 （2075+1000）/170973=629mm=630mm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:e20/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、 2=1.7。如上图4-3取e20=e2z则由几何关系有:L2min = 2l9Sin (2max/2)/(2-1) = 2629S
41、in 60/(1.7-1) = 1556mmL2max = L2min + 2l9Sin (2max/2) = 1556+629Sin 60 = 2100mm在三角形DEF中，由余弦定理得=2124mm当斗杆油缸力臂最大时，DEF=90，此时 =+ 2max =21.5+120=141.5 当斗杆油缸全缩时，EFD取最小值等于=21.5，CFQ取最大值等于160，由前面知BFC=27，DFB=5，故EFQ=360 - - EFQ - ZFC-DFZ=147根据文献5的P87知EFQ一般在130170之间，知EFQ满足设计要求。4.4 连杆及铲斗机构基本参数的选择图4-4 机构计算简图在图4-4
42、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lKQ和l3的比值k2的选取：lKQ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 = 0.30.38，本次设计取0.38, lKQ = KQ = k2 l3 = 0.381000= 380mm一般选10 = KQV =95115，本次设计取其等于100。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90110，为了要满足开挖和最后卸
43、载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到140180，本次取155。 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1525，本次取15，故当铲斗油缸全伸时，NQV=180+20-155=45，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3050。 (3)从几何可容性与结构布置的角度对铲斗机构的要求 1)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。 2)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.
44、 3)全行程中机构不应出现死点.根据以上几方面的要求,初步选取GFN=60, NQ=350mm,FN=l2 NQ=2075-350=1725mm, FG=580mm,在三角形GNF中,根据余弦定理得=1520mm，QK=380mm,HK=490mm,NH=510mm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4-5所示： 图4-5 铲斗油缸全缩cad简图通过cad绘图得到L3Mmin=893.7mm。当铲斗油缸全伸时，如下图4-6所示： 图4-6 铲斗油缸全伸cad简图通过cad绘图得到L3max=15
45、15.5mm，得3=L3max /L3Mmin =1515.5/893.7=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4-7： 图4-7 最大挖掘高度H2max 运动简图=160-62-25=73故IFM=73，WQL=QFW=IFM-IFQ=73-15=58,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=15+58=73，由图20知: 根据
46、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4-8所示： 图4-8 铲斗挖掘获得最大挖掘力cad简图 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。 5 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
47、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。5.1 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 。 故本次设计的挖掘机以铲斗挖掘为主。 图5-1 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图5-1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+
48、2.60.66=2.716；C：土壤硬度系数，对II级土取C=5080，级取90150，IV级取160320，本次设计取其为110；X：斗侧壁厚影响系数，X=l+003s，其中s为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取X=115；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100；：铲斗的瞬时转角；max：挖掘过程中铲斗总转角的一半，取其为50；D：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q025m3时，D应小于10000N。本次设计取11000N 铲斗挖掘时，最大切向分力W1max在=ma
49、x取得为： W1max=ABCXZR1-cosmax1.35 + D =1.32,7161101.150.751001-cos501.35+11000 =48829（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48829N，设计时所取相关数据都是合理的。5.2 工作装置各部分油缸作用力的确定铲斗油缸作用力的确定反铲装置在作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗油缸设计的依据。初步设计时按额定斗容量及工作条件（土壤级别）
50、，参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力，并按反铲最主要的工作装置最大挖掘浓度深度时能保证最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的工作力。此时计算位置为动臂下放到最低位置，铲斗油缸作用力对铲斗与斗杆铰点有最大力臂，如图5-2所示。为了简单，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为： = =147.6KN 式中铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂（此位置为摇臂长度），=imax=0.331对铲斗与斗杆铰点的力臂；最大铲斗挖掘阻力，48.829KN；图5-2铲斗油缸作用力分析斗杆油缸作用力的确定图5-3斗杆油缸作用力分析当挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力则由斗杆油缸来
51、保证。斗杆油缸最大作用力计算位置为动臂下放到最低位置，斗杆油缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗杆产生最大力矩，并使斗齿尖和铰点在一条直线上，如图5-3所示。与前面推导铲斗油缸作用力一样，忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机构效率的影响，此时斗杆油缸作用力为： (45)式中：由CAD做图得，3.356m；由CAD做图得，0.693m；得出：221.95kN动臂油缸作用力的确定动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大卸载距离位置进行卸载来确定，其计算简图5-4所示，此时动臂油缸作用力为： (48)式中：铲斗及其装载土壤的重力，N；斗杆所受重力，N；动臂所受重力，N
52、；铲斗质心到动臂下铰点的水平距离，m； 斗杆质心到动臂下铰点的水平距离，m； 动臂质心到动臂下铰点的水平距离，m；由CAD做图1.37m；3.62m；5.14m；查表27由比拟法得出: =10kN；3.6kN；200.420.4kN 其中斗内土重=20kN,铲斗重=0.4kN；把、0.436m代入上式得： =292.42KN图5-4动臂油缸作用力分析5.3 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。典型工况是确定关键参数，计算载荷的基础，是对结构进行设计分析的重要依据。 反铲装置的斗杆结构强度主要为弯矩所控制，故经验工况计算位置根据反铲工作中挖掘阻力对斗杆和动臂可
53、能产生的最大弯矩的工况来确定。从对多种失效工作装置分析来看，斗杆和动臂的危险断面最大应力发生在采用铲斗挖掘工况下。因此在以下工况都是按照铲斗挖掘对它们进行受力计算的。本次得经验工况是依据文献三，六以及七进行确定的。5.3.1 斗杆结构强度校核的工况介绍(1)工况一1)动臂位于最低(动臂液压缸全缩)；2)斗杆液压缸作用力臂最大(斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90)；3)铲斗斗齿尖位于F、Q两铰点连线的延长线上，即F，Q，V三点共线；4)斗齿遇障碍作用有侧向阻力WK 。(2)工况二1)动臂位于动臂液压缸对铰点c有最大作用力臂处；2)斗杆液压缸作用力臂最大；3)铲斗位于发挥最大挖掘力位置(连杆机构传动比
54、最大)。5.3.2 动臂结构强度校核的工况介绍工况一1)动臂位于最低(动臂液压缸全缩)；2)F，Q，V三点共线，并且铅直；3)铲斗以最大工作推力挖掘。(2)工况二，与斗杆工况二相同5.4 斗杆的力学分析5.4.1 斗杆工况1受力计算及内力图的绘制 该工况简图如5-5下，取工作装置为研究对象，忽略工作装置的重力，在工况下工作装置受到铲斗上的切向阻力W1和侧向阻力WK.图5-5 斗杆第一工况时的工作装置简图其中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-铲斗斗齿尖在该工况下
55、，F,Q,V三点共线，由前面的公式得到i=0.309.齿尖V坐标的求取：动臂油缸全缩时DFC=DFB+BFC=5+27=32，其中EFQ=147斗杆油缸力臂最大时EFD=72.7因而可以得到FV与水平线的夹角为110.4铲斗油缸的理论推力：该工况下切向挖掘阻力斗齿侧向阻力WK的计算：注：r=以铲斗为研究对象，在xoy平面内，连杆HK和切向阻力对Q点的力矩为0，即MQ=0,取斗杆油缸为研究对象，在xoy平面内，MG=0,根据连杆机构K点处受力平衡可计算得到(受拉) 取斗杆，铲斗以及连杆机构为研究对象，在xoy平面内，MF=0,令动臂对斗杆的力为F21，设该力在FQ方向（X轴）的分力为F12x，在
56、FQ垂线方向（y轴）的分力为F12y，则得到斗杆工况1内力图的绘制根据以上的受力分析，通过计算可以绘制斗杆的轴力图5-6，剪力图5-7，弯矩图5-8。图5-6 斗杆工况1轴力N图图5-7 斗杆工况1xoz平面剪力Q图图5-8 斗杆工况1xoy平面弯矩M图5.4.2 斗杆工况2受力计算以及内力图的绘制采用同样的方法分析斗杆工况2的力，计算得到各力如下：MQ=0,取斗杆油缸为研究对象，在xoy平面内，MG=0,取斗杆，铲斗以及连杆机构为研究对象，在xoy平面内，MF=0,令动臂对斗杆的力为F21，设该力在FQ方向（X轴）的分力为F12x，在FQ垂线方向（y轴）的分力为F12y，则得到内力图的绘制：
57、轴力图5-9，剪力图5-10。图5-9 斗杆工况2轴力N图图5-10 斗杆工况2xoy平面剪力Q图5.5 斗杆强度校核取过N点，G点，F点的截面为危险截面，如下图5-11所示，在斗杆装配图中可以得到三个危险的具体尺寸。图5-11 斗杆危险截面5.5.1 截面1的几何性质以及应力计算 图5-12 截面1经计算截面1如图5-12；截面面积A=10180mm2该截面对Z轴的静矩Sz=117180mm 3截面形心yc=sz/A=12mm zc=0该截面对形心轴的惯性矩 IZC=28750000mm4 IyC=19643000mm4该截面对形心轴的抗弯截面模量为WZC=Izc/ymax=28750000
58、mm4/83mm=346385mm3WyC=Iyc/zmax= 19643000mm4/75mm=262000mm3斗杆工况1应力计算：由前面的应力图知道在该截面处所受应力如下：轴力N=141355N;剪力Q=20140N弯矩My=12760Nm，Mz=4834Nm故各应力为： z=MZ/WZC=4834Nm/346385mm3=13.96MPa y=My/WyC=12760Nm/262000mm3=48.7MPa N=N/A=141355N/10180mm2=13.89MPa t=Q/A=20140N/10180mm2=1.98MPa按第4强度理论合成应力为同理可得斗杆在第二工况下该截面处得合成应力为48.3MPa。5.5.2 截面2的几何性质以及应力计算 图5-13 截面2经计算截面2如图5-13截面面积A=11340mm2该截面对Z轴的静矩Sz=11000mm 3截面形心yc=sz/A1mm zc
