畢業(yè)論文--反鏟液壓挖掘機工作機構設計

1、<p>　　本科畢業(yè)設計(論文)</p><p>　　題目：反鏟液壓挖掘機工作機構設計</p><p>　　教學單位： 機電工程系 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　學 號： </p><p>　

2、　姓 名： </p><p>　　指導教師： </p><p><b>　　2012年 6月</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　液壓挖掘機是一種重要的工程機械，它的廣泛應

3、用對于減輕勞動量，保證工程質量，加快工程進度，提高勞動生產率起了巨大的作用。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。 </p><p>　　本文根據液壓挖掘機反鏟裝置的結構特點和工作原理，對其各主要機構進行了運動學分析。并在此基礎上，根據任務書的設計要求，結合各機構的工作特點和設計要求，在對各機構分析計算的同時，結合構件已知尺寸參數，算出各機構中構件的其它參數，為各構件的結構設計提供數據

4、支撐。</p><p>　　挖掘力是衡量挖掘機挖掘能力的重要參數，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。挖掘阻力不僅與鏟斗的尺寸形狀有關，還與挖掘對象有關，是兩者的綜合反映。</p><p>　　關鍵字： 液壓挖掘機 反鏟裝置 運動分析 參數設計 力學分析</p><p><

5、b>　　Abstract</b></p><p>　　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

6、to accelerating progress and to increasing productivity.Backhoe working devices is made up of a moving arm and a fighting pole and shovel and a hydraulic tank of moving arm and a hydraulic tank of fighting pole and a hyd

7、raulic tank of shovel.</p><p>　　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,in accorda

8、nce 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,calculate

9、d in the component agencies of other parameters,for various components,The shape of design data support.</p><p>　　Mining is a measure of the ability of excavators digging the important </p><p>　

10、　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 device to hinge point Analysis of the foundatio

11、n.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.</p><p>　　Keywords： hydraulic excavator;backhoe device;motion

12、 analysis;parameters design; mechanical analysis</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p><b>　　第1章 前言1</b></p><p>　　1.1 課題

13、背景及研究意義1</p><p>　　1.2 國內外研究狀況1</p><p>　　1.3 論文構成及研究內容2</p><p>　　第2章 挖掘機工作裝置的總體設計3</p><p>　　2.1 工作裝置構成3</p><p>　　2.2 動臂及斗桿的結構形式4</p><p&

14、gt;　　2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置4</p><p>　　2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式5</p><p>　　2.5 鏟斗的結構選擇5</p><p>　　2.6 原始幾何參數的確定6</p><p>　　第3章 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析9</p><p>　　3.1 動臂運

15、動分析9</p><p>　　3.2 斗桿的運動分析10</p><p>　　3.3 鏟斗的運動分析11</p><p>　　3.3.1 鏟斗的傳動比11</p><p>　　3.3.2 最大卸載高度13</p><p>　　3.3.3 最大挖掘半徑14</p><p>　

16、　第4章 工作裝置各部分的基本尺寸計算和驗證15</p><p>　　4.1 鏟斗各參數的確定15</p><p>　　4.1.1 鏟斗結構形狀的設計及基本要求15</p><p>　　4.1.2 鏟斗主要參數的確定15</p><p>　　4.2 動臂機構參數的確定16</p><p>　　4.3

17、 斗桿機構基本參數的選擇18</p><p>　　4.4 鏟斗機構基本參數的選擇19</p><p>　　4.4.1 轉角范圍19</p><p>　　4.4.2 鏟斗機構其它基本參數的計算19</p><p>　　第5章 工作裝置結構設計21</p><p>　　5.1 斗桿的結構設計21<

18、/p><p>　　5.1.1 斗桿的受力分析21</p><p>　　5.1.2 結構尺寸的計算26</p><p>　　5.2 鏟斗的設計27</p><p>　　5.2.1 鏟斗斗形尺寸的設計27</p><p>　　5.2.2 鏟斗斗齒的結構計算27</p><p>　　5

19、.3 銷軸與襯套的設計28</p><p>　　5.3.1 銷軸的設計28</p><p>　　5.3.2 襯套的設計28</p><p><b>　　結 論29</b></p><p><b>　　致 謝30</b></p><p><b>　　參

20、考文獻31</b></p><p>　　附錄：零件截圖32</p><p><b>　　第1章 前言</b></p><p>　　1.1 課題背景及研究意義</p><p>　　20世紀40年代在拖拉機上配裝的懸掛的懸掛式反鏟液壓挖掘機，20世紀50年代初期和中期相繼出現(xiàn)了拖式全回轉液壓機和履帶式液壓挖

21、掘機。初期的液壓挖掘機采用飛機和機床專用的液壓技術，缺少適用于挖掘機各種工況的液壓元件，制造質量不夠穩(wěn)定，配套也不齊全。從20世紀60年代起，液壓挖掘機進入推廣和蓬勃發(fā)展階段。</p><p>　　反鏟式液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內外對其運動分析、機構和結構參數優(yōu)化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經趨于成熟。我國挖掘機械行業(yè)近年來雖有很大的發(fā)展，但從產品的種類、數量

22、和技術性能及制造質量上都還不能滿足現(xiàn)代化建設發(fā)展的要求，迅速地提高挖掘機械的設計、研究和生產的技術水平是當前挖掘機械行業(yè)所面臨的迫切而艱巨的任務。本設計有助于提高挖掘機工作裝置的可靠性，對結構進行優(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企業(yè)的設計水平和自主開發(fā)能力。</p><p>　　1.2 國內外研究狀況</p><p><b>　　1.國內研究情

23、況</b></p><p>　　我國的挖掘機生產起步較晚，從1954年撫順挖掘機廠生產的第一臺斗容量為1的機械式單斗挖掘機至今，大體上經歷了測繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個階段。</p><p>　　新中國成立初期，以測繪仿制前蘇聯(lián)20世紀30～40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歷史。到20世紀80年代，我

24、國挖掘機生產廠已有30多家，生產機型達40余種。但總的來說，我國挖掘機生產的批量小、分散，生產工藝及產品質量與國際先進睡睡水平相比，有很大差距。</p><p><b>　　2.國外研究情況</b></p><p>　　工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等是斗容量3.5～40單斗液壓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。

25、 是世界上目前最大的挖掘機。</p><p>　　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>　　1.3 論文構成及研究內容</p><p>　　本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內容包括以下五部分:</p><p>　　(1) 挖

26、掘機工作裝置的總體設計。</p><p>　　(2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。 </p><p>　　(3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。</p><p>　　(4) 工作裝置主要部件的結構設計及仿真設計。</p><p>　　(5) 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型。</p><p>　　第2

27、章 挖掘機工作裝置的總體設計</p><p>　　液壓挖掘機的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃切削土壤并將土裝入斗內。斗裝滿后提升，回轉到卸土位置進行卸土。卸完后鏟斗再轉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。</p><p>　　2.1 工作裝置構成</p><p>　　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、

28、動臂、相應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。</p><p>　　1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側板；</p><p>　　8-連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿；</p><p>　　圖2.1 工作裝置組成圖 </p><p>　　動臂下鉸

29、點鉸接在轉臺上，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動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，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動。</p><p>　　挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，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

30、縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。</p><p>　　挖掘機工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結構，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。根據以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理。則可知單斗液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組成的具有三自由度的

31、六桿機構。</p><p>　　挖掘機的工作裝置經上面的簡化后實質是一組平面連桿機構，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L1、L2、L3為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定。</p><p>　　2.2 動臂及斗桿的結構形式</p><p>　　動臂是工作裝置中的主要構件，斗桿的結構型式往往取決于動

32、臂的結構型式。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。</p><p>　　直動式臂結構簡單，輕巧，布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。采用整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構形式和強度值得注意，近年來懸掛式挖掘機出現(xiàn)了小彎臂的結構形式，是直動臂的改良，動臂的箱型結構可以不用開口，動臂和斗桿油缸及管路的布置也比較方便。</p&g

33、t;<p>　　整體式動臂結構簡單，價廉。剛度相同時結構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作業(yè)條件的變化調整，較合理的滿足各種類型作業(yè)裝置的參數和結構要求，裝車運輸比較方便。</p><p>　　由于所設計的是中型液壓挖掘機，綜上選用整體式動臂。</p><p>　　斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機采用整體

34、式斗桿。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故采用整體式斗桿。</p><p>　　2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置</p><p>　　動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉臺的鉸點）設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面，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在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸

35、在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構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，具體結構示意圖如圖2.2動臂油缸鉸接示意圖。</p><p>　　1-動臂；2-動臂油缸</p><p>　　圖2.2 動臂油缸鉸接示意圖</p><p>　　2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式</p><p>　　本方案中采

36、用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2.3所示。</p><p>　　1-曲柄； 2-連桿</p><p>　　圖2.3 鏟斗連接布置示意圖</p><p>　　2.5 鏟斗的結構選擇</p>

37、<p>　　鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求：</p><p>　　(1)有利于物料的自由流動。鏟斗內壁不宜設置橫向凸緣、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。</p><p>　　(2)要使物料易于卸盡。</p><p>　　(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大于

38、4，小于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。</p><p>　　綜上考慮，選用中型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖2.4所示。</p><p><b>　　圖2.4 鏟斗</b></p><p>　　2.6 原始幾何參數的確定</p><p>　?。?）動臂與斗桿的長度比K1由于所設計的挖機適用性較強，一般不替換

39、工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。</p><p>　　（2） 鏟斗斗容與主參數的選擇</p><p>　　斗容：q =0.9 m3</p><p>　　按經驗公式和比擬法初選：I3=1550mm</p><p>　?。?） 工作裝置液壓系統(tǒng)主參數的初步選擇</p>

40、<p>　　各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力。初選動臂油缸內徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經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L1=1450mm，鏟斗油缸行程L3=1250mm。并按經驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2

41、=λ3=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。</p><p>　　由上繪出圖2.5工作裝置結構簡圖和表2.1后面設計中所需的參數。</p><p>　　此上，后續(xù)設計所需參數已給定，液壓挖掘機的總體設計基本完成。 </p><p>　　表2.1 反鏟機構自身幾何參數表</p><p>

42、;　　第3章 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析</p><p>　　反鏟裝置的具體結構型按運動學分析，在運動學上能以通用的數學表達式表示。本文通過直角坐標系對典型結構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。</p><p>　　3.1 動臂運動分析</p><p>　　動臂是液壓挖掘機的主要部件，前面選

43、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。</p><p>　　動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；</p><p>　　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.</p><p>　　圖3.1 動臂擺角范圍計算簡圖</p><p>　　如圖3.1所示，φ1是L1的函數，圖中動臂油缸的最短長度；動臂

44、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：</p><p><b>　　動臂的瞬時轉角為:</b></p><p><b>　　=—</b></p><p>　　當F點在水平線CU之下時α21 = ∠UCB為負，否則為正。(圖

45、 3.2 F點坐標計算簡圖)</p><p>　　F點的坐標為 XF = l30+l1×cosα21</p><p>　　YF = l30+l1×Sinα21 </p><p><b>　　C點的坐標為</b></p><p>　　XC

46、 = XA+l5×COSα11 = l30</p><p>　　YC = YA+l5×Sinα11 </p><p><b>　　動臂油缸的力臂e1</b></p><p>　　e1 = l5×Sin∠CAB

47、 </p><p>　　顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5</p><p>　　3.2 斗桿的運動分析</p><p>　　如下圖3.3所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F(xiàn)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。</p><

48、;p>　　D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點；</p><p>　　E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； θ斗桿擺角.</p><p>　　圖3.3 斗桿機構擺角計算簡圖</p><p>　　由圖3.3的幾何關系知</p><p><b>　　斗桿的瞬時轉角為:</b></p><

49、p>　　則斗桿的作用力臂 e2 =l9Sin∠DEF </p><p>　　顯然斗桿的最大作用力臂 e2max = l9</p><p>　　3.3 鏟斗的運動分析</p><p>　　3.3.1 鏟斗的傳動比</p><p>　　鏟斗相對于X—Y坐標系的運動是、和的函數，情況較復雜?，F(xiàn)

50、先討論鏟斗相對于斗桿的運動。</p><p>　　當給定了鏟斗液壓缸長度，由表一原始參數及推導參數出發(fā)，利用幾何關系可依次求得圖3.4中（）、（）、（）、（）、（）、 （）、（）、 （）、（）、 （）、（）、（）等值。由圖3-4</p><p>　　鏟斗液壓缸對N點的作用力臂為</p><p>　　連桿HK對N點作的用力臂為</p><p&

51、gt;　　連桿HK對Q點作的用力臂為</p><p>　　鏟斗連桿機構的總傳動比為</p><p>　　鏟斗相對于斗桿的擺角范圍</p><p>　　當取上和時可分別求得和。于是得：</p><p><b>　　斗齒尖坐標方程</b></p><p>　　斗齒尖V的坐標值和是、和的函數。 只要推

52、導出和的函數表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定?，F(xiàn)按圖 3.5 推導如下。</p><p>　　結合表一以及前面計算得到的有關參數值，通過幾何和三角函數運算，可依次求得：（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）等最后得到:</p><p>　　3.3.2 最大卸載高度</p><p>　　當動臂液壓缸全伸，斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當位置使QV連線處于

53、垂直狀態(tài)時得到最大卸載高度為：</p><p><b>　　故Q點坐標為：</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　因此V點坐標為：</b></p><p><b>　　就是最大卸載高度</b></p>

54、<p>　　3.3.3 最大挖掘半徑</p><p>　　當斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當位置使QV轉到CQ的延長線上，CV水平時得到最大挖掘半徑：</p><p><b>　　就是最大挖掘半徑。</b></p><p>　　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點轉到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我

55、們可計算得到：</p><p>　　l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm；=9885mm</p><p>　　此上，已對液壓挖掘機的動臂、斗桿、鏟斗的機構運動學作了分析。</p><p>　　第4章 工作裝置各部分的基本尺寸計算和驗證</p><p>　　液壓挖掘機基本參數是表示和衡量挖掘機性能的重要指標，本文主要計算和驗證鏟

56、斗、動臂、斗桿的尺寸。</p><p>　　4.1 鏟斗各參數的確定</p><p>　　4.1.1 鏟斗結構形狀的設計及基本要求</p><p>　　對于液壓挖掘機，考慮到現(xiàn)實工作狀況和查閱相關文獻資料，對鏟斗結構形狀的設計有以下基本要求：</p><p>　?。?）、要有利于物料的自由流動，因此，鏟斗內壁不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底

57、的縱向剖面形狀要適合各種物料的運動規(guī)律。</p><p>　?。?）、要使物料易于卸凈，縮短卸載時間，并提高鏟斗有效容積。 </p><p>　?。?）、為使裝進鏟斗的物料不易掉出，斗寬與物料直徑之比應不大于：1.</p><p>　?。?）、裝設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

58、材料、形狀、安裝結構及其尺寸參數的基本要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更換。</p><p>　　4.1.2 鏟斗主要參數的確定 </p><p>　　當鏟斗容量q一定時，挖掘轉角，挖掘半徑和平均斗寬b之間存在一定的關系，即具有尺寸和b的鏟斗轉過角度所切下的土壤剛好裝滿鏟斗，于是斗容量可按下式計算：</p><p><b>　　(4.1)</b>

59、</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　——鏟斗充滿系數；</b></p><p>　　——土壤松散系數。（查表）</p><p>　　一般取: (4.2)</p>

60、<p>　　的取值范圍： (4.3)</p><p>　　式中： q——鏟斗容量，；</p><p>　　b——鏟斗平均寬度，m。</p><p>　　因為q=0.9，查表跟經驗公式取 b=1040mm.按經驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選 = 1450mm</p>&l

61、t;p>　　得出 φ = 95/2 = 47.5°</p><p>　　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，即平均鏟斗寬度b，切削轉角和挖掘半徑對轉斗底切削能容量有直接影響，可用下式表示： </p><p><b>　　(4.4) </b></p><p><b>　　式中：</

62、b></p><p>　　——鏟斗切削能容量，；</p><p>　　——考慮切削過程中其他影響因素的系數；（理想狀態(tài)?。?lt;/p><p>　　——具有應力因次的系數，在鏟斗容量q=0.15～1時，取=1.5；</p><p>　　——具有容積質量因次的系數，在鏟斗容量q=0.15～1時，取=0.07。</p><p

63、>　　顯然，在設計鏟斗時，在滿足鏟斗容量q的條件下，應使鏟斗切削能容量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</p><p>　　鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選取：l24太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度，初選特性參數k2 = 0.29。</p><p>　　由于鏟斗的轉角較大，而k2的

64、取值較小，故初選α10 =∠KQV =110°</p><p>　　4.2 動臂機構參數的確定</p><p>　　初選動臂轉角α1=120°</p><p>　　由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數k3 =1.4（k3 = L42/L41）</p><p><b>　　鉸點A坐標的選擇：</b&

65、gt;</p><p>　　由底盤和轉臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初選：</p><p>　　XA = 430 mm ；YA = 1200mm</p><p>　　: 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驗公式初定和，即：</p><p>　　由: </p>

66、<p><b>　　其中:</b></p><p>　　K1=1.8 l3=1550mm 且 = 9885mm </p><p>　　可解得：l2 = （R -l3）/（1+ k1）=（9885-1550）/（1+1.8）= 3000mm</p><p>　　l1 = k1l2 = 1.8 × 3000 =

67、5400mm</p><p>　　: 在中已知、、可得：</p><p>　　計算得 α3 9 =24.5°</p><p>　　:由經驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.4</p><p>　　初選α11 = 62.5。</p><p>　　斗桿油缸全縮時，∠CFQ =α32 –α8

68、最大，依經驗統(tǒng)計和便于計算，初選（α32 –α8）max = 160°。</p><p>　　由于采用雙動臂油缸，∠BCZ的取值較小，初取∠BCZ=5°</p><p>　　如上圖4.1所示，在三角形CZF中：</p><p>　　∠ZCF= π-α1-α39 =35.5°</p><p>　　∠BCF=α3=∠

69、ZCF-∠ZCB =30.5°</p><p>　　最大卸載高度的表達式為：</p><p>　　H3max= YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 </p><p>　　最大挖掘深度絕對值的表達式為：</p><p>　　H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11-

70、 YA) </p><p>　　令A =α2+α11 = 30.5 + 62.5 = 93 </p><p>　　B = A + （α32 –α8）max = 93 +（-160）=-67</p><p>　　H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1max +67）+1]= 0 &l

71、t;/p><p><b>　　又特性參數：</b></p><p>　　可得： θ1max =152 θ1min = 46.1 </p><p>　　H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11-YA </p><p>　　L5 = [l2+l3+l1Sin（α11-θ1m

72、in+α2）- YA - H1max ]/ Sinα11 =750mm</p><p>　　而θ1min與θ1max需要滿足以下條件</p><p>　　θ1min = COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ] θ1max = COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ] </p><p>　　ρ = 2.51 σ = 3.1 1 而ρ+ 1 =

73、 2.51 + 1 = 3.51 >σ </p><p>　?。? + σ）/ρ = 4.1 1/2.51 = 1.64 >λ （λ= 1.6） </p><p>　　ρ、σ滿足經驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。</p><p>　　則l7=σl5= 2335mm L1min =ρl5=1880mm L1max =λ1 L1min =3010mm&

74、lt;/p><p>　　至此，動臂機構的各主要基本參數已初步確定。</p><p>　　4.3 斗桿機構基本參數的選擇</p><p>　　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：</p><p>　　e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 940 mm </p><p>

75、;　　由圖4.1所示圖中，斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關系:</p><p>　　e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 = COS (ψ2max/2)</p><p>　　由圖4.1知, ψ2max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ψ2max,初取ψ2max = 90°。</p>

76、<p>　　∠EFQ取決于結構因素和工作范圍,一般在 130°～170°之間。初定 ∠EFQ=150°,動臂上∠DFZ也是結構尺寸,按結構因素分析,可初選 ∠DFZ=10°。</p><p>　　D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；</p><p>　　F動臂的上鉸點；ψ2：斗桿的擺角；l：斗桿油缸的最大作用力臂。</

77、p><p>　　圖4.1斗桿機構基本參數計算簡圖</p><p>　　由圖4.1的幾何關系有:</p><p>　　L2min = 2×l9×Sin (ψ2max/2)/(λ2-1) = 2215 mm</p><p>　　L2max = L2min + 2×l9×Sin (ψ2max/2) = 3545

78、 mm</p><p>　　l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2]</p><p>　　l8 = 2995 mm</p><p>　　4.4 鏟斗機構基本參數的選擇</p><p>　　4.4.1 轉角范圍</p><p>　　

79、由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉角φD0：</p><p>　　H2max-H3max = l3（SinφD0 +1） 得 φD0 = 55°</p><p>　　最大轉角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選φ3max =165° </p><p>

80、;　　4.4.2 鏟斗機構其它基本參數的計算</p><p>　　在圖4.2中，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。</p><p>　　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；</p>

81、;<p>　　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。</p><p>　　圖4.2 鏟斗機構計算簡圖</p><p><b>　　則有：</b></p><p>　　l24 = KQ = k2 l3 = 1550 mm</p><p>　　鏟斗的最大挖掘阻力F3J

82、 max 應該等于斗桿的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。</p><p>　　粗略計算知斗桿挖掘平均阻力F3J max = F3J max /2 = 69 KN </p><p>　　挖掘阻力F3J 所做的功W3J：</p><p>　　W3J = F3J max l3 φ3max = 3.08×105 N.m </p>

83、<p>　　由圖4.2知，鏟斗油缸推力所做的功W3：</p><p>　　W3 = F3 （λ2-1）L3min </p><p>　　由功的守恒知 W3 = W3J </p><p>　　計算可得：L3min = 1720mm 則L3max =λ3 L3min =2750mm</p><p>　　通過經驗公

84、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：</p><p>　　HK = 600mm； HN = 640mm；</p><p>　　NQ = 400mm； FN = l2-NQ = 2600mm； GF = 800mm；</p><p>　　由預選∠GFN = 60°</p><p>　　則

85、GN2 = FN2 + GF2 – 2×COS∠GFN×FN×GF</p><p>　　GN = 2300mm</p><p>　　至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。</p><p>　　第5章 工作裝置結構設計</p><p>　　整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構組成，要確定這些結構件的結構尺

86、寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結構件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據。</p><p>　　5.1 斗桿的結構設計</p><p>　　5.1.1 斗桿的受力分析</p><p>　　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計計算。根據受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產生最大彎

87、矩的工況可能有以下兩個：</p><p>　　第一工況位置，其滿足以下條件：</p><p>　　（1）動臂處于最低位置。即動臂油缸全縮。</p><p>　　（2）斗桿油缸的力臂最大。</p><p>　?。?）鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。</p><p>　?。?）側齒挖掘時受到橫向力Wk的作

88、用。</p><p>　　第二工況位置，該工況滿足以下條件：</p><p>　　（1）動臂位于動臂油缸對鉸點A的最大作用力臂e1max處。</p><p>　?。?）斗桿油缸的力臂最大。</p><p>　?。?）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。</p><p>　?。?）挖掘阻力對稱于鏟斗

89、，無側向力 Wk的作用。 </p><p>　　1.第一工況位置的受力分析</p><p>　　在這個工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應力也可能最大。</p><p>　　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。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、側向阻力W

90、3。</p><p>　　NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；</p><p><b>　　V-鏟斗斗齒尖</b></p><p>　　圖5.1 斗桿第一工況時的工作裝置簡圖</p>

91、;<p>　　當斗桿油缸全縮時，通過前面可以得出α21 = 45，由圖5.1可知CF的向量可以表示為：</p><p>　　FC = 5400[COS（180-45）+Sin（180-45）]</p><p>　　= 5400（COS135+Sin135）</p><p>　　由前面的章節(jié)計算結果知：∠ZFC = 24.5，并初選DF = 3000mm

92、。</p><p>　　在△DEF中 ∠DEF = 90 COS∠EFD = EF/DF = 940/3000</p><p>　　解得∠EFD = 72 在矩形CDEF中</p><p>　　∠EFC = ∠ZFC+∠DFZ+∠EFD= 106.5</p><p>　　∠EFQ在前面已經初定為150</p&g

93、t;<p>　　FV = 4500（COS122.5+Sin122.5） </p><p>　　OV = OC + CF + FV 則XV=1542mm </p><p>　　HK-連桿 HN-搖臂</p><p>　　N-搖臂與斗桿的鉸接點 Q-斗桿與鏟斗的鉸接點</p><p>　　圖5.2

94、鏟斗受力分析簡圖 </p><p>　　由（3.15）式可i= 0.336</p><p>　　則可得此時鏟斗的理論挖掘力：</p><p>　　F0D =F D i = 2.98×105×0.336=1.0×105 N</p><p&g

95、t;　　初選該工況下鏟斗重心到鉸點Q的水平距離r2′= l3 COS（-122）/2=274mm</p><p>　　取鏟斗為研究對象，如圖5.2所示，并對Q點取矩，則有</p><p><b>　　∑MQ = 0</b></p><p>　?。‵0D- W1）l3 –G3 r2′ = 0</p><p>　　W1 =

96、105 N</p><p>　　工作裝置所受重力對C點取矩有</p><p>　　∑MC（Gi）= G1×X1 +（G2 +G5）×X2 + G3×X3+G4×0.7XF+ G6×X2= 0.76×105 N</p><p>　　W1到C點的距離 r0 = l2 + l3–CFCOS∠CFV= 328

97、0mm</p><p>　　W2到C點的距離 r1 = CFSin∠CFV = 5400×Sin103.5 = 5249mm</p><p>　　法向阻力W2決定于動臂油缸的閉鎖力F1′，取整個工作裝置為研究對象，</p><p><b>　　則有∑MC = 0</b></p><p>　　F1′ e1+

98、 ∑MC（Gi）- W1 r0 - W2 r1 = 0 則有∑MC = 0</p><p>　　得 W2 = 0.32×105 N </p><p>　　斗桿有油缸作用力P2g′的求解：</p><p>　　FQ向量在X軸上的模值：</p><p>　　XFN = FQ COS-122 = 3000×0.53 = 1

99、590mm</p><p>　　如圖5.1所示，取斗桿（帶斗和連桿機構）為研究對象，則有：</p><p><b>　　∑MC = 0</b></p><p>　　P2g′×EF- W1 （l2+l3）- G3（XFN +r2′）- G2XFN /2 = 0</p><p>　　P2g′= 5.04×

100、105 N </p><p>　　而此時的斗桿閉鎖力P2′= 34.3×π×（70）2= 5.28×105 N，略大于P2g′，說明閉鎖力足夠。</p><p>　　橫向挖掘力WK由回轉機構的制動器所承受，即WK的最大值決定于回轉平臺的制動力矩。故要先計算出制動力矩。<

101、;/p><p>　　地面附著力矩Mφ：Mφ = 5000×φ×G4/3 （其中φ = 0.5） = 1.32×105 N </p><p>　　NH-搖臂 HK-連桿</p><p>　　G3-鏟斗油缸的推力 RK–連桿的作用力 RN–搖臂的作用力</p><p>　　圖5.3 連桿機構計算簡

102、圖</p><p>　　在所設計的液壓挖掘機中采用的是液壓制動，由經驗公式可求得回轉機構的最大制動力矩MB： MB= 0.6×Mφ=0.79×105 N</p><p>　　WK = MB / XV = 0.79×105/1.432 = 0.55×105 N</p><p>　　取連桿機構為研究對象，如圖5.3所示，則有：&l

103、t;/p><p>　　∑X2 = 0 P3COS∠GHX2-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2 = 0</p><p>　　∑Y2 = 0 P3Sin∠GHX2-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2 = 0</p><p>　　得: RN = -0.51×105 N ； Rk =3.3×105 N</p>

104、;<p>　　如圖5.2所示，取整個鏟斗為研究對象，以V點為新坐標的原點，VK為X3軸，過V點與VK垂直的直線為Y3，建立X3O3Y3坐標，則有：</p><p>　　∑X3 = 0 W2 -RQx -Rk COS∠11.5= 0</p><p>　　RQx = -2.91×105N</p><p>　　∑Y3 = 0

105、 RQy +W1- Rk Sin∠11.5= 0</p><p>　　RQy = -0.34×105 N</p><p>　　∑MQY3 = 0 MQy -WK l3- W2 b/2= 0 </p><p>　　MQy = 105 Nm</p><p>　　∑MQX3 = 0 MQx–W1

106、b/2= 0 </p><p>　　MQx = W1b/2=0.5 3×105 Nm</p><p>　　N點作用力與作用力矩RNx 、RNy的求解：</p><p>　　取曲柄和連桿為研究對象，如圖5.4所示，則有：</p><p>　　H-搖臂 HK-連桿</p><p>

107、　　F3-鏟斗油缸的推力 RK–連桿的作用力 RX–搖臂的作用力沿HK連線上的分力</p><p>　　RY–搖臂的作用力沿HK連線垂直方向上的分力</p><p>　　∑X2 = 0 RNX + Rk COS∠11.5- F3 = 0</p><p>　　RNX = 0.27×105 N</p><p>　　

108、RNy = RNX tan∠FNH = 0.27×105×tan∠57.5=0.43×105 N </p><p>　　2.第二工況位置的受力分析</p><p>　　在這個工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應力也可能最大。具體簡圖如圖5-5所示。取工作裝置為研究對象，如圖5-5所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的

109、挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2。</p><p>　　同第一工況的分析一樣，可以得到以下向量：</p><p>　　FC = 5400（COS163+Sin163°)</p><p>　　FV = 4550（COS-93.5+Sin-93.5°）</p><p>　　0V = OC + CF + FV</p

110、><p>　　則 XV = 4971mm</p><p>　　同理也可以求得在該工況下作用在斗桿和鏟斗上的力，其分別為：</p><p>　　W1 = 1×105 N W2 = 0.48×105 N</p><p>　　Rk2 = 3.3×105 N WN2

111、= -0.5×105 N</p><p>　　RQx =-2.75×105 N RQy= -0.34×105 N</p><p>　　MQx = 0.5×105 Nm MQy = 0.24×105 Nm</p><p>　　5.1.2 結構尺寸的計算</p>

112、<p>　　由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和內力均要比第一工況中要小，故用第一工況進行計算，而用第二截面校核。</p><p>　　由前面的受力分析知，在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應力最大，是危險截面。故首先要對該截面進行計算，然后以此為基礎再求解其它尺寸。</p><p>　　斗桿寬度、鋼板厚度、許用應力的選取:</p><p

113、>　　由經驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，處取斗桿的寬度。</p><p>　　挖掘機所用鋼板的厚度在我國一般為，初選底板厚度m=14mm,n=12mm如圖5.5所示。</p><p>　　在挖掘機中選用的結構鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機械性能。其屈服極限。在斗桿中取安全系數，則斗桿的許用安全應力為： </p><p>　　NH-搖臂；

114、HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖</p><p>　　圖5.5 第二工況下工作裝置計算簡圖</p><p>　　5.2 鏟斗的設計</p><p>　　5.2.1 鏟斗斗形尺寸的設計</p>

115、<p>　　反鏟的鏟斗的斗形與尺寸，有較常用的經驗統(tǒng)計公式，用戶可以根據實際需要進行配制。由經驗公式初選：</p><p>　　則下底板的斗形方程為： </p><p>　　上頂板的斗形方程為：</p><p>　　同理計算出鏟斗拋物線部分的方程為：</p><p>　　5.2.2 鏟斗斗齒的結構計算</p

116、><p>　　鏟斗的結構設計按最大彎矩進行設計,由力學分析知在與鏟斗斗體連接處的彎矩最大,如圖5.6所示，由公式5.1有:</p><p><b>　　(5.1)</b></p><p>　　a : 斗齒厚度 b : 斗齒寬度 : 挖掘阻力 </p><p>　　r : 斗齒尖到斗體的距離 t :

117、 鏟斗的厚度 : 斗齒的許用應力</p><p>　　代入值解得a=110 mm</p><p>　　a:斗齒厚度:挖掘阻力r:斗齒尖到斗體的距離t:鏟斗的厚度</p><p>　　圖5.6斗齒計算簡圖</p><p>　　5.3 銷軸與襯套的設計</p><p>　　5.3.1 銷軸的設計</p>

118、;<p>　　由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應力強度作為銷軸的基本尺寸的設計，抗壓強度與抗彎強度用于校核用。</p><p><b>　　由有[1]：</b></p><p><b>　　（5.2）</b></p><p>　　在設計計算時，應以所有工況中銷軸所受到的剪應力最大值對銷軸進行設計。<

119、/p><p>　　在本設計中，銷軸所選用的材料為40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機械性能。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。代入式5.2有：</p><p><b>　　動臂各銷軸的尺寸：</b></p><p><b>　　斗桿各銷軸的尺寸：</b></p><p>　　5.

120、3.2 襯套的設計</p><p>　　為使襯套耐磨、減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金</p><p>　　襯套的厚度選擇為5mm，與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配合，則各銷軸的尺寸為：動臂各襯套的尺寸：</p><p><b>　　斗桿各襯套的尺寸：</b></p><p>　　至此，已對液壓挖掘機的主要工

121、作裝置結構進行設計和校核。</p><p><b>　　結 論</b></p><p>　　本論文以挖掘機反鏟裝置為研究對象，從反鏟裝置的工作特點開始，介紹了工作裝置的主要部件：動臂、斗桿、連桿機構、鏟斗并對其進行了詳細的運動學分析。并在運動學分析的基礎上，對反鏟裝置各機構參數進行了分析計算。討論了復合挖掘方式下限制挖掘力發(fā)揮的各種情況，并對該工況下機構鉸接點進行了鉸