挖掘機畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　挖掘機行業(yè)是工程機械行業(yè)的排頭兵，大型礦用挖掘機可以實現(xiàn)完全機械化,具有機械化自動化程度高、斗容量大、環(huán)保性能好、挖掘效率高、進度快、機動性能好等優(yōu)點，故在在冶金、能源、礦山等方面有廣泛的應用。由于常常在野外和露天作業(yè)，工作環(huán)境十分惡劣，要求挖掘機的各個裝置既要結構合理,性能安全可靠又要盡可能降低成本。</p>

2、<p>　　總體設計是挖掘機設計中極其重要的環(huán)節(jié)，挖掘機的總體設計就是根據(jù)設計說明書中所要求的規(guī)格及使用條件，合理的選擇機型、性能參數(shù)、整機尺寸及各主要部件的結構形式并進行合理布置。本文通過對挖掘機總體布置，機器外型尺寸的確定，動臂鉸點位置的確定，合理接地比壓的確定，提升、推壓、回轉、行走電動機功率的確定，最小轉彎半徑的確定，鏟斗容量的計算、生產率的計算、平衡及配重的計算、工作裝置的受力分析等實現(xiàn)其對挖掘機的總體設計。<

3、/p><p>　　本文還介紹了挖掘機國內外發(fā)展的現(xiàn)狀及趨勢、挖掘機的結構組成及工作過程，動臂結構原理及其功能。使用AutoCAD2006軟件繪制挖掘機總體布置圖、動臂焊接結構圖及鏟斗、斗桿等零件圖。通過CATIA建立動臂三維模型導入PRO/E中進行有限元強度分析，校核動臂設計效果。</p><p>　　關鍵詞：礦用挖掘機 總體設計 工作裝置設計 有限元分析</p>&

4、lt;p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Excavator industry is the vanguard of the construction machinery industry, large-scale mining excavator can achieve full mechanization, with a high degree of me

5、chanization and automation, fighting capacity, performance and environmental protection, high efficiency, faster progress, good mobility and many other advantages, so it is widely used in broad places like Metallurgy, en

6、ergy, mining and other aspects of industry. As it is often work in wild and open-air, the negative working environment r</p><p>　　Collectivity Design Of 8m Mining Excavator is the important part of the over

7、all design process.Excavator design is according the design specification of the specifications and conditions which required of Design Manual to choice a reasonable models,general layout excavators, machine determine t

8、he size of appearance, Boom hinge location identification, reasonable ground pressure than the identification, upgrade, pushing pressure, rotation, the determination of operating motor power, the determi</p><p

9、>　　This paper describes the domestic and foreign development of excavators status and trends, as well as the composition and structure of the excavator's working process., the principle and function of the boom .

10、Using the AutoCAD2006 software to draw the excavator's overall layout, the structure of the welding boom and bucket and other part maps. Through the software of catia to estabishment three-dimensional model of streng

11、th and then put it into PRO/E to make the finite element analysis.</p><p>　　Key words: mining excavators, overall design, Collectivity design finite element analysis</p><p><b>　　目錄</b&g

12、t;</p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　1.1 機械式挖掘機概述簡介1</p><p>　　1.2 國內外機械式挖掘機發(fā)展2</p><p>　　1.2.1 國外的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢2</p><p>　　1.2.2 國內的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢3</

13、p><p>　　1.3 本設計的研究主要內容、目的及意義4</p><p>　　第二章 機械式挖掘機結構原理6</p><p>　　2.1 機械式挖掘機結構6</p><p>　　2.2 機械式挖掘機工作原理6</p><p>　　2.3機械式挖掘機各部分的構成7</p><p>　　2.

14、4 動臂結構原理介紹7</p><p>　　2.4.1動臂整體概述7</p><p>　　2.4.2 動臂各部分功能概述8</p><p>　　第三章 工作裝置的設計計算11</p><p><b>　　3.1概述11</b></p><p>　　3.2動臂強度計算12</p&

15、gt;<p>　　3.3平臺回轉時動臂的強度驗算15</p><p>　　3.4平臺回轉時動臂強度驗算20</p><p>　　3.5平臺回轉時斗柄的強度計算23</p><p>　　第四章 挖掘機穩(wěn)定性分析及生產效率計算24</p><p>　　4.1挖掘機最小平衡重計算24</p><p>

16、;　　4.1.1確定允許的最小平衡重24</p><p>　　4.1.2確定合理的平衡重26</p><p>　　4.2挖掘機的穩(wěn)定性計算28</p><p>　　4.2.1 正常工作時最不利的情況29</p><p>　　4.2.2 挖掘機在工作面內以最大挖掘力挖掘障礙的情況29</p><p>　　4.3

17、單斗挖掘機的生產率計算30</p><p>　　第五章 動臂模型的建立及其有限元分析32</p><p>　　5.1 CATIA軟件簡介32</p><p>　　5.2 CATIA建立動臂模型33</p><p>　　5.3 動臂有限元分析34</p><p><b>　　5.4 結論34&l

18、t;/b></p><p><b>　　致 謝35</b></p><p><b>　　參考文獻36</b></p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　1.1 機械式挖掘機概述簡介</p><p>　　我國是一

19、個發(fā)展中國家，在遼闊的國土上正在進行大規(guī)模的經濟建設，這就需要大量的土石方施工機械為其服務，而挖掘機是最重要的一類土石方施工機械。世界各國經驗表明，露天開礦由于可以采用大型采礦設備，故產量大，適應對礦物日益增長的需求量的要求；漏填開采比井下開采效率高5~10倍，而成倍低1~2倍；基本建設速度快1倍，容易實現(xiàn)自動化采礦，生產安全、回采率高，經濟效果好等優(yōu)點。</p><p>　　目前，國內外大型露天礦山開采工藝，主

20、要有間斷式、連續(xù)式和半連續(xù)式三種。間斷式開采歷史悠久，技術發(fā)展比較成熟，它主要應用的設備有鉆孔機械、單斗挖掘機、礦用自卸汽車或機車運輸，其特點是裝載和運輸都是間斷式作業(yè)。連續(xù)式開采用于煤礦，主要設備為斗輪挖掘機，皮帶運輸機、轉載機和排土機。半連續(xù)式開采應用于深凹露天礦山，其特點是挖掘裝載工作是間斷的，而后部運輸是連續(xù)作業(yè)，漆樹要設備有單斗挖掘機、汽車、破碎機組、膠帶運輸機和排土機等。</p><p>　　我國礦山

21、主要采用的是間斷式開采，而小龍?zhí)睹旱V用連續(xù)式開采。挖掘機是露天礦間斷式開采的主要設備，它達到完全機械化、效率高。據(jù)統(tǒng)計1臺1立方米的單斗挖掘機在四級土壤中挖掘功率相當于400人的勞動量；而1臺日產量為20萬立方米的斗輪挖掘機可以代替5~6萬人的勞動量，可見其驚人的生產能力。</p><p>　　我國露天礦開采規(guī)模小，技術水平較低。目前小型露天礦主要設備是孔徑為150~200mm的潛孔鉆機和部分孔徑為250~310

22、mm的牙輪鉆機，斗容量為3~4立方米的單斗挖掘機，載重量為15、20、27.5t的自卸汽車。而年產量在1000萬t級的露天礦配套設備有250~310mm孔徑的牙輪鉆機，斗容量為10~16立方米的單斗挖掘機和載重量為100t的電動輪自卸車。對于生產量大于1000萬t級到1500萬t級的電動輪自卸車。</p><p>　　根據(jù)我國“七五”規(guī)劃，新建、擴建后露天開采的六大煤礦、四大煤礦和兩個同礦工需要機械式單斗挖掘機8

23、~12立方米的41臺，16立方米的23臺，26立方米的26臺，14立方米正鏟液壓挖掘機12臺，其它配套有自卸汽車68~108t的141臺，154t自卸汽車251臺。但是，當時我國挖掘機生產能力遠遠不能滿足這一要求。近幾十年我國過挖掘機行業(yè)和工程技術人員作出了巨大的努力，取得了很大的成就。露天煤礦開采配套設備中挖掘機是主要設備，在設備投資，經濟效益上都起主導作用。</p><p>　　機械式單斗挖掘機是一種重要的工

24、程機械，它利用單個鏟斗挖掘和鏟裝土壤和石塊，被廣泛地應用于土方施工中的挖土工作，礦山工程中的剝離表土工作，以及采掘礦石和裝載工作中。它對于減輕繁重的體力勞動、加快施工速度、提高勞動生產率能夠起到很大作用。 礦用挖掘機是具有悠久歷史的采裝設備，其特點是斗容量大，作業(yè)效率非常高。</p><p>　　1.2 國內外機械式挖掘機發(fā)展</p><p>　　1.2.1 國外的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢</

25、p><p>　　工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產較早，挖掘機生產廠家較多且系列齊全，法國、德國、美國、俄羅斯、日本是斗容量3.5-40m3單斗挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘機。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展：</p><p>　　1. 開發(fā)多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。挖掘機出現(xiàn)微型化、一機多用化方向發(fā)展。

26、</p><p>　　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控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。</p><p>　　3. 重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。</p><p>　　4. 更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。</p>

27、<p>　　5. 加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。</p><p>　　6. 迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。</p><p>　　1.2.2 國內的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢</p><p>　　我國的礦山工程機械起步于20世紀60年代中期，由當初的測繪仿制發(fā)展到了目前的研制開發(fā)。近年來，隨著我國經濟的高速發(fā)展，對資源產品的開采使用以規(guī)

28、?；?、高效化和清潔化為主要方向，建設大型礦業(yè)基地將成為煤炭行業(yè)發(fā)展，冶金工業(yè)也面臨礦山大型化和設備大型化的發(fā)展趨勢，這些使國內市場對挖掘機械的需求保持上升的態(tài)勢，促進了國內挖掘機生產技術的不斷發(fā)展。在徐挖、太重、柳工、三一等國內挖掘機制造企業(yè)的努力下，外資品牌挖掘機一統(tǒng)天下的情況正在改善，不過露天礦山所使用的20至50立方米大型礦用挖掘機，一直全部為進口或與外國公司合作生產的產品，其核心制造技術被國外公司所壟斷的局面還有待進一步改善。&

29、lt;/p><p>　　面對外資咄咄逼人的競爭態(tài)勢，徐挖努力加強與國內同行彼此間的交流和合作，同時不斷從國外引進世界尖端研發(fā)技術和研發(fā)手段，并與著名大學不斷合作研發(fā)，在挖掘機技術發(fā)展上作出了不少成果。太重作為我國最早生產制造大型礦用挖掘設備的企業(yè)，其大型挖掘機的研發(fā)經歷了原始創(chuàng)新、合作制造和引進消化吸收再創(chuàng)新三個階段，發(fā)展步伐一直在國內的前列。2006年以來太重成功的研制了具有完全知識產權的20m 、27m的挖掘機，

30、并在神華準格爾能源有限公司投入使用，打破了國外公司在大型礦用機械的產品和技術壟斷，也使公司成為世界上少數(shù)幾個自主生產大型礦用機械的企業(yè)之一。</p><p>　　不過總的來說，目前我國機械與國外工業(yè)發(fā)達國家還有很大差距:產品檔次不高，質量、可靠性較差;現(xiàn)有總體工藝裝備水平低；技術工人水平低，技能人才缺乏;自主開發(fā)能力弱等。我們還根據(jù)自身的實際情況，發(fā)展適合我國工程建設的機械，同時緊跟科技發(fā)展趨勢開發(fā)科技含量高的產

31、品，達到同國外企業(yè)競爭的目的。</p><p>　　1.3 本設計的研究主要內容、目的及意義</p><p>　　挖掘機和其他機器一樣，都是由許多零件，部件相互組合而成的一個整體。它的性能不僅決定于各個零件、部件設計的是否合理，而更主要的是決定于各部件性能的相互協(xié)調。換句話說，挖掘機的總體設計對整機的性能起著決定性的影響。如果設計中缺乏對整機的全面考慮，即使各部件設計的良好的，但他們組合在

32、一起卻不一定能獲得良好的性能。</p><p>　　挖掘機的總體設計的主要內容是：</p><p>　　挖掘機主要參數(shù)的確定；</p><p>　　挖掘機各主要機構結構方案的確定；</p><p>　　動力裝置和傳動系統(tǒng)的確定；</p><p>　　各主要機構的作用力、速度、功率等的分析計算；</p>&

33、lt;p>　　挖掘機生產率的計算；</p><p>　　挖掘機穩(wěn)定與平衡的計算；</p><p>　　繪出總圖和部件草圖。</p><p>　　長期以來我國挖掘機設計一直沿用傳統(tǒng)的設計方法，利用經驗公式首先作出一系列可行方案，然后在這些方案中找出一個比較好的投入生產。這種方法工作量大，設計周期長，設計質量低，而且得出的方案也不一定是最優(yōu)方案。它已不能適應現(xiàn)代挖

34、掘機產品設計的要求。在挖掘機設計過程中，機構參數(shù)的確定是一件非常復雜的工作，影響這些參數(shù)的因素也很多，所有這些參數(shù)之間相互制約，所以我們有必要采用先進的設計方法來設計挖掘機的工作參數(shù)，進而提高挖掘機設計水平、產品質量、效率和競爭能力。 </p><p>　　為適應日益激烈的市場競爭，國內各廠家在引進國外先進設備的同時，也積極地對其進行消化吸收并進而為更新?lián)Q代作準備，力爭能夠自力更生地制造高效率、大容量的挖掘機來裝

35、備國民經濟各部門。</p><p>　　大型礦用挖掘機主要配裝大型自卸車，用于大型露天礦的開采鏟裝，它以其作業(yè)效率高，作業(yè)能力強而成為大型露天礦開采的重要設備，在礦山開采和生產中的作用和地位十分重要。動臂作為礦用機械式單斗挖掘機工作裝置的重要組成部分，本課題研究了它的結構的參數(shù)化設計方法及程序實現(xiàn)，設計完成后利用開發(fā)好的參數(shù)化設計模塊，通過輸入一些關鍵的參數(shù)，在幾分鐘內實現(xiàn)大型礦用機械式單斗挖掘機動臂的快速建模和

36、自動裝配，為后期動臂的靜力學和動力學分析提供模型，并可通過分析結果選擇更優(yōu)的參數(shù)輸入設計模塊，建立出優(yōu)化后的動臂模型。避免了普通建模時耗時、重復的勞動，大大節(jié)省了建模時間，同時利用該模塊也為產品的系列化開發(fā)提供了很大方便。</p><p>　　第二章 機械式挖掘機結構原理</p><p>　　2.1 機械式挖掘機結構</p><p>　　2.2 機械式挖掘機工作原理

37、</p><p>　　正鏟工作裝置主要由動臂、斗柄、鏟斗和推壓軸組成。</p><p>　　動臂下端鉸接于平臺上，上端通過滑輪用變幅鋼繩保持其固定位置，調節(jié)變幅鋼繩長短，可調整動臂的傾角。鏟斗提升鋼繩，下降則靠鏟斗自重。為保證挖掘，推壓軸能夠推出斗柄，斗柄也可以繞推壓軸轉動。</p><p>　　工作時，鋼繩提升鏟斗，同時推壓軸把斗柄推向工作面。鏟斗提升也推壓同時動

38、作，在運動中使斗子裝滿鐵礦石，然后離開工作面，回轉到卸載處，卸載后再回到工作面開始下一次的挖掘工作。在工作中可以調節(jié)斗柄的伸縮量，以調整鏟斗位置，以便挖掘或卸載。卸載是打開斗底，鐵礦石靠自重卸出。</p><p>　　2.3機械式挖掘機各部分的構成</p><p>　　工作裝置 包括挖掘土壤的鏟斗和支持鏟斗的構件，后者是動臂以及把鏟斗和動臂連起來的構件（斗柄、推壓機構或鋼絲繩等）。<

39、;/p><p>　　支撐行走裝置 支撐整個機體，保證機器的運行，在中小型單斗挖掘機中，用輪胎或雙履帶行走裝置，在大型單斗挖掘機中，用步行式行走裝置或四履帶、八履帶行走裝置。</p><p>　　動力裝置和傳動機構 （提升機構、推壓機構、回轉機構、動臂起升機構、斗底開啟機構）、操縱裝置、潤滑裝置、及其他附屬設備。</p><p>　　2.4 動臂結構原理介紹</

40、p><p>　　2.4.1動臂整體概述</p><p>　　動臂一般采用全焊接結構，動臂在滿足其功能的前提下，要求其自身重量應足夠輕；當挖掘材質堅硬的礦物時，動臂自身重量又應應足夠重。為了盡可能較好協(xié)調地滿足這兩方面的要求，現(xiàn)在人們通常采用經過有效鍛造后再用回火工藝處理過的高強度合金鋼制成合適的板材，經過焊接制成動臂。目前國內外的大型機械式挖掘機如P&H公司生產的2800XP、4100

41、XP，太重生產的WK-27、WK-35大體都采用如圖所示的外形，從整體結構來看，它具有對稱形式的結構，在空間上關于XC-ZC平面對稱。從XC-ZC平面內來看，動臂采用了中心線是直線（支撐踵鉸孔－推壓軸孔－天輪安裝鉸孔三者的連線），中部（推壓軸孔附近）加強，變斷面，下弦突出的魚腹式結構，這種魚腹式結構具有很大強度和良好的扭轉剛度。從XC-YC平面內來看，動臂是單梁箱形結構，支撐踵的鉸軸孔（支撐踵兩個鉸孔）分開一段距離，以便幫助動臂承受機身

42、回轉時所受的慣性力和斗桿作用在動臂上的扭轉作用力。</p><p>　　2.4.2 動臂各部分功能概述</p><p>　　2.4.2.1 動臂中部</p><p>　　動臂中部主要有推壓軸齒輪箱箱體的下箱體、推壓軸支撐套，推壓軸孔支撐板等結構。</p><p>　　推壓軸齒輪箱箱體的下箱體和推壓軸齒輪箱上箱體相連接配合組成整個推壓軸齒輪箱

43、用以安裝容納推壓傳動部分的所有齒輪，為推壓傳動齒輪提供良好的工作環(huán)境。</p><p>　　推壓軸支撐套用于安裝推壓軸軸承和推壓軸等零部件，通過推壓軸齒輪箱內的齒輪把動力傳遞給推壓軸，推壓軸帶動其上所安裝的推壓齒輪轉動，從而使裝有和推壓齒輪相配合齒條的斗桿產生相應運動。</p><p><b>　　圖 3.2</b></p><p>　　推壓軸

44、孔支撐板主要用于支撐推壓軸支撐套，承受由推壓齒輪傳給推壓軸再由推壓軸傳給推壓軸支撐套的力。</p><p>　　2.4.2.2 動臂頂端</p><p><b>　　圖 3.3</b></p><p>　　動臂頂端有天輪支撐套、小側板以及繃繩連接孔等結構。天輪支撐套用以安裝天輪，在兩個天輪支撐套內裝上合適的錐形滾軸軸承，然后將天輪安裝在其支

45、撐軸上，支撐軸再通過錐形滾軸軸承裝到動臂上。小側板用于增加動臂頂端的強度和剛度，同時也起著將動臂頂端封住，使動臂成為一個完整箱體的作用。小側板和動臂側板末端外伸，在小側板和側板末端外伸部分的合適位置開出四個繃繩連接孔，用于安裝把動臂和A形架相連接的繃繩。</p><p>　　2.4.2.3 動臂根部</p><p>　　動臂根部是動臂和挖掘機機身相連接的部分，這部分主要有兩個分開一定距離

46、的支撐踵（參見圖3.4），支撐踵分開一定的距離有利于增加機身回轉時動臂對慣性力的克服，使動臂和機身的連接更加牢固、安全、可靠。</p><p><b>　　圖 3.4</b></p><p>　　2.4.2.4 動臂的其他部分</p><p><b>　　圖 3.5</b></p><p>　

47、　如圖3.5，在動臂的內部，沿著動臂的長度方向有一系列有一定間距的橫隔板，這些隔板和動臂的上板、下板以及兩塊側板焊接在一起。采用這種結構的動臂具有足夠的抵抗軸向撓曲和沿軸線垂直方向扭轉的能力，并具有很高的強度。為了減輕橫隔板的重量從而減輕大臂的重量，將隔板受力極小甚至不受力的中間部分挖空，以達到目的。</p><p>　　在動臂的兩側面下部還有一個小箱體，該小箱體是由高強度和耐磨的合金鋼焊接制成，內部也具有相應的

48、小橫隔板（如圖3.6所示），它的主要作用是動臂在中心軸垂直方向的最遠處保持很大的強度和剛度，這樣使在動臂整體上得到了剛度大強度好重量也比較輕的效果。同時，耐磨的小箱體能對側面的斗桿起支撐作用，它擁有的可替換的耐磨側板可以減少因斗桿的摩擦使動臂產生的摩擦損壞。</p><p>　　圖 3.6 小箱體內部結構</p><p>　　第三章 工作裝置的設計計算</p><

49、;p><b>　　3.1概述</b></p><p>　　本次設計為正鏟工作裝置的設計問題。正鏟工作裝置主要由動臂、斗桿、斗子的部件組成。</p><p>　　計算工作裝置的強度，首先要確定計算載荷，計算載荷的大小，視其工作位置而定，所以，需要確定工作裝置個部分最不利的工作狀況，以下簡稱為工況。確定計算載荷的工況規(guī)則是：挖掘機在最重級土壤中工作狀況（指設計提出的

50、工作土壤級別），并由最不利的聯(lián)合載荷作用。</p><p>　　一般正鏟工作裝置受力有：斗子滑輪上最大提升力Ftimax;推壓軸出最大推壓力Ftu;由于斜切礦石或者接通回轉機構產生的作用于側邊一個齒上的側向作用力Fk;在斗齒傷作用的挖掘反力F1，F(xiàn)2。F1只能由提升力Ftimax產生，F(xiàn)2只能由Ftu及斜切礦巖產生。</p><p>　　加長了的工作裝置（長臂挖掘機），除了在挖掘，在重斗、

51、斗柄全伸出回轉，并以最大角加速度制動時，動臂、斗桿可能發(fā)生的危險情況也應定位強度鹽酸的工況，同時要考慮動載荷的作用。</p><p>　　在計算工作裝置的各部件時，由于采用的工況不同，鏟斗提升力和推壓力也不同，所以計算載荷的大小要根據(jù)船東形式，挖掘機結構及載荷的作用情況而改變。</p><p>　　根據(jù)強度計算理論，工作裝置的計算可分為以下幾個步驟：</p><p>

52、;<b>　?。?）確定工況</b></p><p>　?。?）根據(jù)工況確定計算載荷的簡圖，注明各力的作用方向及必要尺寸；</p><p>　?。?）各力求值，在工作狀態(tài)時Ftimax及Ftu由發(fā)動機功率求出，而其他各力由受力簡圖解析求出；</p><p>　?。?）確定計算部件最危險斷面；</p><p>　?。?）確

53、定危險斷面上的載荷；</p><p>　　（6）求出危險斷面上的應力。</p><p><b>　　3.2動臂強度計算</b></p><p>　　此種工況為動臂受力最大位置，其受力情況是：斗柄全部伸出，其方向垂直于動臂的中心線，此時鏟斗進行挖掘，動臂受力最嚴重。因為此時推壓力和動臂自重造成的彎矩最大，而提升力及變幅鋼繩拉力S對動臂造成軸向壓力

54、最大；側向力造成扭力也接近最大值。</p><p>　　按此工況，動臂受力如圖：</p><p>　　圖 挖掘時動臂受力圖</p><p>　　取動臂為脫離體，動臂所受的力有：</p><p>　　Q，提升力，對多機驅動取最大提升力；</p><p>　　，與Q相適應的提升卷筒周邊鋼繩的拉力</p>

55、<p>　　，最大推壓力反力，方向朝鏟斗，垂直于動臂軸線；</p><p>　　，動臂的重量，作用于動臂的重心處；</p><p><b>　　S，變幅鋼繩的拉力</b></p><p>　　，，支踵處的支座反力沿x，y軸方向的分力</p><p>　　是鏟斗自重，是斗柄自重，挖掘阻力W對動臂的影響不大，可

56、以忽略不計</p><p><b>　　各力的確定：</b></p><p>　　，是由已經選出的電機功率確定的</p><p>　　提升電機性能參數(shù)： ，，2臺。傳動比，額定力矩Me=3356.811牛/米，堵轉。卷筒直徑1.6米，經計算得最大提升力：</p><p><b>　　931KN</b>

57、;</p><p>　　卷筒周邊拉力是根據(jù)鏟斗提升力Q按下式確定:</p><p><b>　　Q=a (N)</b></p><p>　　式子中： ——滑輪組的效率</p><p><b>　　a——提升滑輪倍率</b></p><p>　　取=0.97，a=1，則 ==

58、931KN</p><p>　　鏟斗側齒上作用力用下式計算：</p><p><b>　　= （牛）</b></p><p>　　式子中 ——回轉機構中制動器的制動力矩（）</p><p>　　——回轉中心到斗齒尖的距離 ,米</p><p>　　i——從制動器回轉軸到齒圈的傳動比；</

59、p><p><b>　　——回轉機構的效率</b></p><p>　　式子中 M=66702=13340 （），=15.2799 （），i=267.77，=0.85</p><p>　　則 =1.72 （牛）</p><p>　　變幅鋼繩的拉力S，可根據(jù)系統(tǒng)平衡方程式計算得到，根據(jù)圖，對支踵處列平衡方程式，,則得到<

60、;/p><p><b>　　解得 </b></p><p>　　式子中 ， =，=，=5.956米，=13米，T=650N，=4.61×105 N</p><p>　　代入數(shù)值得: S=1.402318 N</p><p>　　3.3平臺回轉時動臂的強度驗算</p><p>

61、;　　此種工況下，斗柄全伸出，方向處于水平，斗內裝滿物料回轉。</p><p>　　因為當平臺回轉啟動和制動時，發(fā)生離心力，造成動臂的附加載荷，取上述工況是以滿載和以最大回轉半徑為出發(fā)點。</p><p>　　對于加長了的工作裝置更為重要。</p><p>　　平臺回轉時動臂的受力情況如圖所示:</p><p>　　圖 1—2 平臺回轉

62、動臂受力圖</p><p>　　在回轉時，挖掘機已經停止挖掘，提升鋼繩只是支持鏟斗，斗中礦石及部分斗柄的重量。此時，提升系統(tǒng)處于制動狀態(tài)，該系統(tǒng)所受的力有：提升鋼繩拉力Q；提升卷筒周邊拉力；推壓軸處反力,；變幅鋼繩拉力S。</p><p>　　為了計算此種情況下整個結構的受力情況，把系統(tǒng)的自重及重量造成的各力與慣性力和離心力造成的各力值分別計算。并以S′表示由自重造成的變幅拉力，S〞表示由

63、離心力造成的變幅拉力；以T1′表示自重造成的在推壓軸的水平反力，以T1〞表示離心力造成的推壓軸處的水平反力，則總的推壓軸處水平分力和變幅拉力如下：</p><p>　　T1=T1′+T1〞</p><p><b>　　S=S′+S〞</b></p><p><b>　　各力求值：</b></p><p&

64、gt;　　現(xiàn)在根據(jù)受力簡圖，計算靜態(tài)各力值，列出斗柄的平衡條件，對推壓軸處取,忽略f的值，則</p><p>　　解得 Q= </p><p>　　代入數(shù)值得： Q=6.7573 N </p><p>　　由于提升鋼繩處于制動狀態(tài)，則作用力可寫為</p><p>　　=

65、 </p><p><b>　　綜合上面的式子可得</b></p><p><b>　　==6.96 N</b></p><p>　　式中 —動臂頂部滑輪的效率</p><p>　　以斗柄為脫離體，求推壓軸處反力T1′。以水平投影，則</p&

66、gt;<p><b>　　T1′=</b></p><p>　　解得 T1′=4.785×105 N</p><p>　　求推壓軸處另一反力T2（扶柄套對斗柄反力），可對垂直斗柄軸向投影</p><p>　　解得 =</p><p><b>　　有：&l

67、t;/b></p><p>　　= =9.578.3259 N </p><p>　　同理，取動臂為脫離體，對支踵處取，得變幅拉力</p><p><b>　　+ </b></p><p>　　代入數(shù)值得 =1.04 N

68、 </p><p>　　下面計算由于離心力而產生的，T1〞 </p><p>　　假設動臂，斗柄的質量為沿其長度方向上均勻分布，鏟斗及礦物重量當成集中載荷，并作用在鏟斗重心處，則鏟斗及礦石的離心力為</p><p><b>　　=</b></p><p>　　代入數(shù)值得： =3.8 N</p&g

69、t;<p>　　此力對支踵處的力矩為</p><p><b>　　= </b></p><p>　　=14.26 N*m</p><p>　　式中 ——平臺回轉角速度</p><p>　　r、、、f如圖所示。</p><p>　　設斗柄的離心力為，則</p>&

70、lt;p><b>　　=1.0 N</b></p><p>　　此力對動臂支踵處的力矩為 </p><p><b>　　=3.21 N*m</b></p><p>　　同理，動臂的離心力為</p><p><b>　　=1.4 N</b></p><

71、;p>　　此力對動臂支踵處的力矩為</p><p><b>　　=1.06N*m</b></p><p>　　由上述各離心力對動臂變幅鋼繩附加拉力可用=0，求得</p><p><b>　　=3.1 N</b></p><p>　　由離力力造成推壓軸處反力</p><p&g

72、t;　　=4.1×104 N</p><p>　　T1〞為離心力反力，與T1′方向相反，則推壓軸處反力為 T1= T1′-T1〞，</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)，有：</b></p><p>　　T1=4.9×105N</p><p>　　變幅繩中總拉力為S=S′+S〞。</p>

73、<p><b>　　則總的變幅拉力為</b></p><p><b>　　S=</b></p><p>　　=1.04=1.07 （N）</p><p>　　3.4平臺回轉時動臂強度驗算</p><p>　　此種工況下，斗柄全伸出，方向處于水平，斗內裝滿物料回轉，在回轉中啟動和制動。&l

74、t;/p><p>　　因為當平臺回轉啟動和制動時，發(fā)生慣性力和離心力，造成動臂的附加載荷，取上述工況是以滿載和以最大回轉半徑為出發(fā)點。</p><p><b>　　==8.0 N</b></p><p><b>　　+ </b></p><p>　　代入數(shù)值得 =1.04 N

75、 </p><p>　　考慮平臺在回轉起動和制動時慣性力時的動臂強度計算，此時的慣性力是由于鏟斗，礦石，斗柄和動臂的質量引起的。</p><p>　　鏟斗與礦石產生的慣性力的計算：</p><p>　　把礦石與鏟斗的重量看成是集中載荷，作用在鏟斗的重心處。此時產生的慣性力為</p><p>　　=4.1×104 N</p

76、><p>　　式中， εmax—平臺回轉的最大角加速度。</p><p>　　此慣性力對m—m截面造成的力矩為</p><p>　　=4.51×105 N*m</p><p>　　此力矩作用在水平面上，現(xiàn)將其分解為垂直動臂中心線平面上作用的扭矩和通過動臂中心線而垂直于y—y軸平面上的彎矩，則</p><p>&

77、lt;b>　?。?lt;/b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　對于動臂支踵處n—n截面上的扭矩與相同，而彎矩發(fā)生變化，其值為</p><p><b>　　＝＋</b></p><p>　　可見，多了一項由慣性力造成的彎矩。</p><p&

78、gt;<b>　　斗柄慣性力的計算：</b></p><p>　　我們認為斗柄質量均勻分布在斗柄的全長上，其慣性力為</p><p>　　=2.80×104 N</p><p>　　此力在m—m截面上造成的彎矩為</p><p>　　=1.584×105 N*m</p><p>

79、;　　此慣性力矩也作用在水平面內，也要分解為垂直于動臂中心線的平面內的和中心線垂直于y—y軸平面內的彎矩，其值為</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　而對于支踵處的n—n截面來說，其扭矩不變，仍為；而彎矩發(fā)生變化為</p><p>&l

80、t;b>　?。剑?lt;/b></p><p>　　可見，多了一項由斗柄慣性力造成的彎矩。</p><p>　　動臂慣性力作用的計算：</p><p>　　我們認為動臂的質量均勻分布在全動臂長度上，動臂的慣性力為</p><p>　　= 5.11×104 N　</p><p>　　此力對m—m截面

81、造成的彎矩為</p><p>　　=2.42×105 N*m</p><p>　　同理，此力對n—n截面造成的彎矩為</p><p>　　=1.81105 N*m</p><p><b>　　動臂強度驗算：</b></p><p>　　平臺回轉時動臂強度驗算的危險截面為m—m，n—n兩截

82、面，在這兩個截面上都必須進行垂直平面的離心力、自重所造成的載荷，和水平面內的慣性力所造成的載荷同時作用進行強度驗算。</p><p><b>　　Mpa</b></p><p>　　在許用應力范圍內，故強度條件符合要求。</p><p>　　3.5平臺回轉時斗柄的強度計算</p><p>　　平臺回轉中的起動、制動對斗柄

83、的危險工況和計算強度的動臂的工況完全相同，即動臂位于最小傾角，斗內裝滿礦石，斗柄位于推壓軸的高度水平方向，且斗柄全部伸出時發(fā)生起動和制動。</p><p>　　由于鏟斗自重、礦石重、離心力等造成在垂直平面內的載荷，按計算動臂的方法進行；在水平面內的慣性載荷，則按計算動臂慣性載荷的方法進行。</p><p>　　由于Gd，Gtu，Gb在斗柄支座處產生的橫向反作用力F可由下式求得：</p

84、><p>　　F=Ftu+Fd+Fb</p><p>　　其中Ftu——由礦石產生的慣性力</p><p>　　Fd——有鏟斗產生的慣性力</p><p>　　Fb——由斗柄產生的慣性力</p><p>　　考慮到斗柄推壓齒條橫向間隙，認為在雙梁斗柄中F力由一個斗柄梁來承擔，F(xiàn)力使此側斗柄受彎矩。</p>&

85、lt;p>　　除此之外，F(xiàn)力對于推壓軸處，還造成一個慣性力矩，此力矩使一個斗柄梁受拉，另一個受壓，此拉力為</p><p><b>　　F==3.4N</b></p><p>　　由于斗柄的下邊緣上，所以在yz平面內產生的附加彎矩</p><p><b>　　Myz=</b></p><p>

86、　　在xz平面內m-m截面彎矩為</p><p><b>　　=</b></p><p>　　代入數(shù)據(jù)可得出其m-m截面彎矩為Mxz=3.4×105 N*m</p><p>　　第四章 挖掘機穩(wěn)定性分析及生產效率計算</p><p>　　4.1挖掘機最小平衡重計算</p><p>　　

87、4.1.1確定允許的最小平衡重</p><p>　　允許的最小平衡重，同樣亦是當工作裝置處在對滿足第一個轉臺平衡條件最不利的位置下確定的。這個位置是：</p><p>　　動臂與機器所在水平成最小傾角；</p><p>　　鏟斗位于挖掘完了，將要開始回轉的位置，斗柄推出量是最大值（q>1.5l立方米時用全推出量）；q在1.0~1.5立方米時用2/3推出量，q&

88、lt;1.0立方米時用1/2推出量）。</p><p>　　假定轉臺、轉臺上的機構、平衡重以及工作裝置的重力的合力通過n點，此時，前部支撐滾子上的支反力為Fkn=G1+Gbi+Gb+Gd+tu+Gpmin</p><p>　　各重力對n點的平衡力矩方程式為</p><p>　　Gpmin（Rp+En）+G1（R1+En）=Gbi（Rbi-En）+Gb（Rb-En）+

89、Gd+tu（Rd+tu—En）</p><p><b>　　式中Gb：斗柄重力</b></p><p>　　Gd+tu：滿載斗的重力</p><p>　　Gpmin：允許的最小平衡重</p><p>　　Rd+tu：在計算推出量的條件下，都和土壤重力對oy軸的力臂。</p><p>　　根據(jù)方程式

90、Gpmin（Rp+En）+G1（R1+En）=Gbi（Rbi-En）+Gb（Rb-En）+Gd+tu（Rd+tu—En），可求出滿足第一個轉臺平衡條件的允許的最小平衡重</p><p><b>　　令式中Mn=</b></p><p>　　Mn為在計算推出量的條件下，帶有滿載斗的工作裝置的重力對點n的傾覆力矩，單位為Nm。</p><p>　　

91、則上式可簡化為：Gpmin==3.01*N</p><p>　　4.1.2確定合理的平衡重</p><p>　　在工作裝置參數(shù)，工作裝置重力，以及轉臺制成圓盤尺寸比較合適的條件下，應當是GpmaxGpmin</p><p>　　若得出GpmaxGpmin，這說明支撐圓臺軌道尺寸太小，工作裝置尺寸過大工作裝置過重。</p><p>　　若得出G

92、pmin0，Gmax0，則說明工作裝置過輕或尺寸過小，要適當調整有關參數(shù)。</p><p>　　根據(jù)第二個挖掘機轉臺的平衡條件，確定合理的平衡重。當斗柄帶空、滿斗處于所有可能位置時，轉臺，轉臺上的全部機構和工作裝置的合力，對中央樞紐有同樣的或幾乎同等的位移。</p><p>　　合理的平衡重可以根據(jù)轉臺，轉臺上的所有機構以及工作裝置的重力對回轉軸心線oy的力矩恒等條件確定，此時應當選用兩個

93、力矩的平均值為傾覆力矩。</p><p>　　Mp=(Mj0+Mbi0)/2</p><p>　　式中：Mj0——帶有處于計算推出量（但不大于0.75斗柄行程）條件下的滿斗的工作裝置，對oy軸心線的傾覆力矩。</p><p>　　Mbi0——動臂對同一軸心線的傾覆力矩</p><p>　　對oy軸心線的力矩平衡方程式為GpRp+G1R1-Fk

94、xEx= </p><p>　　根據(jù)轉臺平衡的條件知：En=Ex；指點的反左右力將彼此相等。即：</p><p><b>　　Fkx=Fkn</b></p><p>　　FkxEx=FknEn</p><p><b>　　此時</b></p><p>　　滿足這個條件的平衡重

95、值，可根據(jù)Mp=(Mj0+Mbi0)/2求出</p><p>　　Gp==2.71*N</p><p>　　用上述方法求出的平衡重值應當滿足條件：GpminGpGpmax</p><p>　　然后用確定在兩個極端情況下，轉臺和工作裝置合理的位移的方法，對求得的合理平衡重作最后的檢查。這兩個極端的情況是：</p><p>　　開始挖掘前的位置，

96、此時鏟斗靠在地面上，鏟斗的重量Gd和斗柄重量從傾覆力矩中除去； </p><p>　　當裝滿的顫抖處于計算推出量時（不超過0.75斗柄行程）</p><p>　　轉臺、轉臺上的所有機構和處于位置的工作裝置的重力的合力</p><p>　　F1=G1+Gp+Gbi</p><p>　　在位置1時，挖掘機回轉部分的傾覆力矩用下式確定：</p

97、><p>　　M1=G1R1+GpRp-GbiRbi</p><p>　　知道了合力和等效傾覆力矩之后，就可以求出合力對中心軸的位移</p><p>　　當工作裝置處于位置2時，挖掘機回轉部分的合力、傾覆力矩和位移各為：</p><p>　　F2=G1+Gp+Gbi+Gb+Gd+tu</p><p>　　M2=G1R1+G

98、pRp-GbiRbi-GbRb-Gd+tuRd+tu</p><p><b>　　=1.05</b></p><p>　　若符合=（1.0~1.1）的條件，就可以把上面求得的平衡重當作最后的也是最合理的平衡重采用之，至于和的偏差，只許大5~10% 。</p><p>　　當不符合=（1.0~1.1）時，就可能有兩種情況</p>&

99、lt;p>　　=（1.0~1.1），平衡重小，因此要增加它</p><p>　　=（1.0~1.1），平衡中大，因此要減少它</p><p>　　而=1.05，1.05位于1.0 ~ 1.1之間，故平衡重取得較為合適。</p><p>　　4.2挖掘機的穩(wěn)定性計算</p><p>　　單斗挖掘機的穩(wěn)定性是保證其正常工作整機不發(fā)生傾覆的重

100、要的條件。挖掘機穩(wěn)定性常以穩(wěn)定性系數(shù)K表示。所謂穩(wěn)定性系數(shù)，就是指挖掘機在某一位置下，賦予傾覆軸線的復原力矩Mj與傾覆Mq之比，顯然應該大于1，即：</p><p><b>　　K=</b></p><p>　　對于機械式單斗挖掘機的穩(wěn)定性計算，要考慮到兩種情況：</p><p>　　挖掘機在行走、回轉和停止時，只要受到重力、離心力等作用時的穩(wěn)

101、定性叫做機身穩(wěn)定性，應滿足K的條件。</p><p>　　挖掘機在挖掘作業(yè)時，受到土壤對挖掘的反作用力，這是穩(wěn)定性允許低一些 ，叫做工作穩(wěn)定性，應滿足K的條件。</p><p>　　在設計挖掘機時，必須進行兩次穩(wěn)定性計算。在確定了最大提升力、工作裝置的尺寸、估算的各部件的重力和支撐面的面積等基本參數(shù)，立即進行穩(wěn)定性初步計算，這種穩(wěn)定性計算可以用來校核所取的基本參數(shù)。在挖掘機的基本參數(shù)、結構

102、尺寸和基本部件的精確計算之后，急性最后的或者檢驗性的穩(wěn)定性計算。</p><p>　　在進行穩(wěn)定性計算時，要考慮動臂所處的位置，有下面三種情況</p><p>　　動臂的方向平行于履帶，它的傾覆軸線是兩個履帶的最前滾輪和土壤的接觸點的連線O1~O2，而且a1=L/2。</p><p>　　動臂垂直于履帶，它的傾覆軸線是連接一側履帶支撐滾輪外緣的直線O2-O2，且a2

103、=B/2。</p><p>　　動臂處于履帶的對角線方向，其傾覆軸線是O3-O3，此直線與動臂在水平面上的投影相互垂直，并通過前滾輪于履帶環(huán)之最外接觸點，而且=。</p><p>　　以上三種情況，第二種情況最危險，因為a2小于a1和a3，此時的支持極底最小。</p><p><b>　　正鏟挖掘機的穩(wěn)定性</b></p><

104、;p>　　正鏟挖掘機的穩(wěn)定性，要按以下四種情況進行計算</p><p>　　4.2.1 正常工作時最不利的情況</p><p>　　斗柄最大外伸，相當于挖掘結束，鏟斗內裝滿土，使鏟斗離開工作面，推壓機構被制動，這時有可能對于軸線O2-O2發(fā)生傾覆，履帶下面的支撐面處于水平位置。</p><p>　　Mq=(Gd+Gtu)(m+L3+L0cos</p>

105、;<p>　　復原力矩Mf=G1（a2+r1）+Gp（a2+Rp）+G3a2</p><p>　　穩(wěn)定性系數(shù)K=間，故此工況下挖掘機可以正常工作。</p><p>　　4.2.2 挖掘機在工作面內以最大挖掘力挖掘障礙的情況</p><p>　　這時挖掘機停在水平地段，以短斗柄（提升繩垂直）進行橫向挖掘，動臂傾角為45度，斗空，斗齒作用有最大的挖掘力，推

106、壓力不計入（因推壓力使穩(wěn)定性增加），不考慮動載荷。</p><p>　　由于利用最大提升力使鏟斗克服障礙不是經常要求的，挖掘機在這種情況下發(fā)生傾覆不是那么危險，按照挖掘機操作規(guī)程，對于這種情況司機很注意采取必要的預防措施。因此，穩(wěn)定性系數(shù)可取較小值 ，K1.1。其傾覆力矩和復原力矩的計算和第一種情況相同。</p><p>　　最大提升力的確定，與驅動型式有關，對于單發(fā)動機驅動的挖掘機，作為

107、全部供率用于提升，對于多發(fā)動機驅動的挖掘機，則按提升機構的發(fā)動機堵轉力矩計算提升力。此外，還假定鏟斗中沒有土壤。這樣，最大的挖掘力：</p><p><b>　?。?1036KN</b></p><p>　　式中r----帶著相應的腳注，表示各力對推壓軸的力臂。</p><p>　　挖掘機在上坡和下坡運行時的情況</p><

108、p>　　上坡時，坡度為最大，動臂在運行的前方，動臂傾角為最小，斗柄全部推出，斗靠近地面，逆風而行，計算傾覆力矩和復原力矩是以O4-O4為傾覆軸線，最大坡度角為13度</p><p>　　下坡時，坡度最大，動臂在運動前方，動臂傾角最大，斗柄成垂直狀態(tài)，順風而下，取風壓為250N/平方米，力臂為h。</p><p>　　由于挖掘機可能在松軟的土壤上運行，此時的比壓力不均勻，可能發(fā)生履帶一

109、段下沉而加大了挖掘機的傾斜，因此在上坡和下坡時取K1.2 .</p><p>　　4.3單斗挖掘機的生產率計算</p><p>　　生產率是挖掘機主要經濟指標之一，它表示單位時間內鏟斗從工作面中挖出并寫到運輸車輛或卸土堆上的實立方體積，通常以每小時挖得多少立方米為單位。也有以班生產率，晝夜生產率來表示。</p><p>　　理論生產率是指一臺挖掘機在“計算條件”下連

110、續(xù)工作一個小時所得的生產率。所謂計算條件是指：土壤為“計算土壤”；工作面高度是標準的（對于正鏟，工作面高度等于推壓軸高度，等于最大挖掘高度的（70~75）%，挖掘半徑是平均半徑，卸載高度和卸載半徑都不大于最大值的90%；工作速度是計算速度；回轉90度而堆棄，而且在挖掘機工作時充分利用機器的可能性，各動作盡可能同時進行。</p><p>　　理論生產率可按下式計算：</p><p>　　其中

111、——理論生產率，[]為；</p><p>　　Q——鏟斗的幾何容積，[q]為</p><p>　　——每分鐘工作循環(huán)的理論值，[]為次/min；</p><p>　　t——每一工作循環(huán)的延續(xù)時間，[t] 為s；</p><p>　　每一工作循環(huán)的延續(xù)時間，可通過下式求得：</p><p><b>　　則==1

112、100/h</b></p><p>　　第五章 動臂模型的建立及其有限元分析</p><p>　　5.1 CATIA軟件簡介</p><p>　　CATIA是基于特征的參數(shù)化實體造型系統(tǒng)，它的草圖設計區(qū)別于傳統(tǒng)的 二維繪圖技術的關鍵在于采用了參數(shù)化造型系統(tǒng)。傳統(tǒng)的 繪圖技術都!是用固定的尺寸值定義幾何元素，輸入的每一條線都有確定的位置和長度，要想修改

113、圖面內容，只有原有線條刪除后重畫。而新產品的開發(fā)設計需要多次反復修改，進行零件形狀和尺寸的綜合協(xié)調和優(yōu)化。對于定型產品的設計，需要形成產品系列，以便針對用戶的生產特點提供不同型號的產品。參數(shù)化設計可使產品的設計圖隨著某些結構尺寸的修改而自動修改圖形?；谔卣鞯脑O計是把特征作為產品設計的基本單元，并將機械產品描述成特征的有機結合。特征模型利用高一層次具有過程意義的實體如孔、槽、內腔等來描述零件。</p><p>　

114、　為了縮短產品的設計周期和減少物理樣機的弊端 ，提出了在 CATIA 環(huán)境中建立電子樣機的相關技術，為其他復雜產品在 CATIA 中建立電子樣機提供了思路和方法。</p><p>　　CATIA 是由法國 DASSAULT SYSTEMS 公司和 IBM 聯(lián)合推出的集 CAD/CAM/CAE 于一體的優(yōu)秀的三維設計系統(tǒng) ，在機械 ，電子， 航空 ，航天和汽車等行業(yè)獲得了廣泛的應用， 本文就在 CATIA V5的環(huán)

115、境中實現(xiàn)遷車臺零件的實體造型， 虛擬裝配干涉檢查 ，運動仿真 ，有限元分析以實現(xiàn)在 CATIA軟件環(huán)境中電子樣機的設計開發(fā) ，通過模擬實際工作情況， 盡早發(fā)現(xiàn)結構設計缺陷和問題 ，提前進行改善和修改 ，從而極大地縮短設計周期。</p><p>　　5.2 CATIA建立動臂模型</p><p>　　5.3 動臂有限元分析 </p><p><b>　

116、　5.4 結論 </b></p><p>　　在鉸鏈孔附近應力變幅較大,最大應力發(fā)生在變幅缸與動臂鉸接點上方,σmax=18.66 Mpa,最小應力發(fā)生在動臂與斗桿連接點之前,σmin=0.46 MPa動臂整體應力分布平緩,最大應力遠低于屈服應力,有足夠的強度儲備;動臂與斗桿接觸部位的位移最大,umax=5.81 mm。 </p>&l

117、t;p><b>　　致 謝</b></p><p>　　本次畢業(yè)設計在我的導師xx老師的親切關懷和悉心指導下完成的，導師豐富的理論知識和實踐經驗、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度使我受益匪淺，他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。在本論文從選題到理論研究、到論文的撰寫，xx老師一直給我細心指導和熱情關懷、鼓勵。在此謹向導師在學業(yè)上的指導致以最崇高的敬意，對導師在學