反鏟挖掘機工作裝置設(shè)計課程設(shè)計

1、<p><b>　　課程設(shè)計說明書</b></p><p>　?。玻埃糨喪揭簤和诰驒C反鏟工作裝置設(shè)計</p><p>　　姓 名 </p><p>　　學(xué)院（系） 機械工程學(xué)院 </p><p>　　專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 &l

2、t;/p><p>　　年 級 </p><p>　　指導(dǎo)教師 </p><p>　　2013年01月07日</p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　學(xué)院（直屬系）： 機械工程學(xué)院

3、 時間：年月日</p><p>　　說明：一式兩份，一份裝訂入學(xué)生畢業(yè)設(shè)計（論文）內(nèi)，一份交學(xué)院（直屬系）。</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　輪式液壓挖掘機在工程建設(shè)項目的土石方挖掘中起到了關(guān)鍵性的作用，在城市道路建設(shè)及維護(hù)中體現(xiàn)出了其與履帶式挖掘機相比的優(yōu)越性。反鏟工作裝置設(shè)計主要工作對象是地面以下

4、土石方，在工程建設(shè)及維護(hù)應(yīng)用中最為普遍。設(shè)計目的是讓學(xué)生對挖掘機工作裝置的工作原理、元件的選型方法、設(shè)計方法有更具體的理解，熟悉設(shè)計的流程，培養(yǎng)理論結(jié)實際的工程設(shè)計思維。</p><p>　　本次課程設(shè)計題目是20t輪式單斗液壓挖掘機反鏟工作裝置。主要方法是應(yīng)用比擬法和解析法，對工作裝置機構(gòu)的幾何參數(shù)和各鉸點位置進(jìn)行初選，然后對動臂缸在典型工況下的舉升力、液壓缸閉鎖力進(jìn)行驗算，對鏟斗缸和斗桿缸及相應(yīng)的整機的理論挖

5、掘力進(jìn)行了計算；對動臂，斗桿，鏟斗連桿進(jìn)行受力分析，了解其受力情況。在滿足工作范圍的和挖掘動力的前提下，繪制了挖掘包絡(luò)圖。</p><p>　　作為工程機械的學(xué)生，認(rèn)真完成好課程設(shè)計，有助于對專業(yè)課程的理論知識的總結(jié)和理解，并鍛煉學(xué)生對工程實際復(fù)雜問題的觀察、分析和判斷能力。</p><p>　　關(guān)鍵字：液壓挖掘機；反鏟；工作裝置；設(shè)計</p><p><b&

6、gt;　　Abstract</b></p><p>　　Wheeled hydraulic excavators has played a key role in the engineering construction projects of earthwork excavation, reflects its superiority compared with crawler excavators

7、 in urban road construction and maintenance. Backhoe working device design work below the surface of earth and stone, the most common in the engineering construction and maintenance applications. Designed to allow studen

8、ts excavator working device works, a more specific understanding of the component selection methods, desig</p><p>　　The curriculum design topics 20t wheeled single bucket hydraulic excavator backhoe working

9、device. The main method is the application of analogy method and analytic method, the geometric parameters of the working device and hinge point position primaries, and then checking the locking force of the lifting forc

10、e of the typical operating conditions, the hydraulic cylinder boom cylinder, the bucket cylinder and arm cylinder and the whole theory of digging force calculation; boom, arm, bucket linkag</p><p>　　Complete

11、d a good course design as a student of engineering machinery, seriously, help summarize and understanding of the theoretical knowledge of professional courses and training students for engineering complex issues of obser

12、vation, analysis and judgment.</p><p>　　Keywords: Hydraulic excavator， backhoe，working device，design </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p>

13、<p>　　AbstractII</p><p>　　第1章 工作裝置設(shè)計原則1</p><p>　　第2章 正鏟工作裝置結(jié)構(gòu)方案設(shè)計3</p><p>　　2.1 總體方案的設(shè)計3</p><p>　　2.1.1 正鏟工作裝置結(jié)構(gòu)選擇3</p><p>　　2.1.2 正鏟工作裝置自身幾何參數(shù)

14、3</p><p>　　2.1.3 建立坐標(biāo)系4</p><p>　　2.2 動臂機構(gòu)參數(shù)選擇6</p><p>　　2.2.1 設(shè)計的主要要求7</p><p>　　2.2.2 動臂機構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容及步驟7</p><p>　　2.3 斗桿機構(gòu)的參數(shù)選擇11</p><p>　　

15、2.3.1 設(shè)計的主要要求11</p><p>　　2.3.2 總體方案的選擇12</p><p>　　2.4 鏟斗機構(gòu)的參數(shù)選擇13</p><p>　　2.4.1 設(shè)計的主要要求13</p><p>　　2.4.2 鏟斗機構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容及步驟13</p><p>　　2.4.3 斗形參數(shù)的選擇14<

16、;/p><p>　　第3章 液壓缸作用力及閉鎖力的確定17</p><p>　　3.1 液壓缸的作用力17</p><p>　　3.1.1 計算動臂液壓缸的舉升力17</p><p>　　3.1.2 驗算動臂液壓缸穩(wěn)定性20</p><p>　　3.2 液壓缸的閉鎖力21</p><p>

17、;　　第4章 工作裝置運動分析及包絡(luò)圖的繪制29</p><p>　　4.1 動臂運動分析29</p><p>　　4.3 鏟斗運動分析31</p><p>　　4.5 包絡(luò)圖的繪制34</p><p>　　第5章 整機理論挖掘力的確定37</p><p>　　5.1 附著條件確定的理論挖掘力37

18、</p><p>　　5.2 整機穩(wěn)定性確定的理論挖掘力37</p><p>　　5.3 液壓缸主動力確定的挖掘力40</p><p>　　5.3.1 動臂油缸閉鎖壓力限制的最大挖掘力40</p><p>　　5.3.2斗桿油缸閉鎖壓力限制的斗齒切向挖掘力41</p><p>　　5.3.3 鏟斗油缸的主動發(fā)揮

19、限制的最大挖掘力42</p><p>　　第6章 工作裝置受力分析43</p><p>　　6.1 斗桿受力計算43</p><p>　　6.2 動臂受力計算49</p><p>　　6.3 連桿機構(gòu)受力計算53</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)54</b></p>

20、<p><b>　　總 結(jié)55</b></p><p>　　第1章 工作裝置設(shè)計原則</p><p>　　設(shè)計合理工作裝置應(yīng)滿足以下要求：</p><p>　　主要工作尺寸及工作范圍滿足使用要求。在設(shè)計正鏟裝置時要考慮與同類型機器相比的先進(jìn)性，考慮國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，并注意到運動參數(shù)受機構(gòu)碰撞限制等的可能性。</p>

21、<p>　　整機挖掘力的大小及其分布情況應(yīng)滿足使用要求，并且有一定的先進(jìn)性。</p><p>　　功率利用盡可能好，理論工作循環(huán)時間盡可能短。</p><p>　　定鉸點布置結(jié)構(gòu)形式和截面尺寸形狀是盡可能使受力狀態(tài)有利，在保證強度，剛度和連結(jié)剛性的條件下盡量減輕結(jié)構(gòu)自重。</p><p>　　作業(yè)條件復(fù)雜，使用情況多變時應(yīng)考慮工作裝置的通用性，采用變鉸點

22、結(jié)構(gòu)或配套機構(gòu)時，要注意分清主次。要滿足使用要求的前提下，力求替換構(gòu)件種類少，結(jié)構(gòu)簡單，換裝方便。</p><p>　　運輸或停放時，工作裝置應(yīng)有合理的姿態(tài)，使運輸尺寸小，行駛穩(wěn)定性好，保證安全可靠，并盡可能使液壓缸卸載或減載。</p><p>　　工作裝置液壓缸應(yīng)考慮三化：采用系列參數(shù)，盡可能減少液壓缸零件種類，尤其是易損件。</p><p>　　工作裝置結(jié)構(gòu)形式

23、和布置要便于裝卸和維修，尤其應(yīng)便于易損件的更換。</p><p>　　要采取合理措施來滿足特殊使用要求。</p><p>　　第2章 正鏟工作裝置結(jié)構(gòu)方案設(shè)計</p><p>　　正鏟工作裝置的工作原理，是動臂、斗桿、鏟斗通過鉸接的方式聯(lián)系在一起，由動臂缸、斗桿缸和鏟斗缸的伸長和縮短以驅(qū)動整個工作裝置上的各點在平面坐標(biāo)系內(nèi)移動（尤其是鏟斗），以期達(dá)到工作時的使用要

24、求。</p><p>　　正鏟工作裝置總體方案的選擇主要依據(jù)設(shè)計任務(wù)書規(guī)定的使用要求，據(jù)以決定工作裝置是通用或是專用的。以正鏟為主的通用裝置應(yīng)保證正鏟使用要求，并照顧到其他裝置的性能。專用裝置應(yīng)根據(jù)作業(yè)條件決定結(jié)構(gòu)方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時照顧其它條件的性能。</p><p>　　2.1 總體方案的設(shè)計</p><p>　　2.1.1 正鏟工作裝置結(jié)構(gòu)選擇&

25、lt;/p><p>　　1、動臂及動臂缸的布置</p><p>　　確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式，整體式動臂的形狀，確定液壓缸的布置為懸掛式或為下置式。(此處選擇整體式彎動臂，液壓缸下置式)。</p><p>　　2、斗桿和斗桿的布置。</p><p>　　確定整體式或組合式斗桿，以及組合式動臂的組合方式或整體式斗桿是否采用

26、變節(jié)點調(diào)節(jié)。（此處采用整體式，非變節(jié)點調(diào)節(jié)）。</p><p>　　3、確定動臂與斗桿的長度比，特性參數(shù)=1.3。</p><p>　　4、確定鏟斗的種類、斗容量及主要參數(shù)，并考慮鏟斗連桿機構(gòu)傳動比是否需要調(diào)節(jié)。</p><p>　　此處采用標(biāo)準(zhǔn)鏟斗，斗容為2.2m3，平均斗寬1.05m，六連桿共點機構(gòu)。</p><p>　　5、根據(jù)液壓系統(tǒng)

27、工作壓力、工廠制造條件和三化的要求等確定各液壓缸的缸數(shù)、缸徑、全伸長與全縮長之比λ。</p><p>　　2.1.2 正鏟工作裝置自身幾何參數(shù)</p><p>　　圖2-1 反鏟機構(gòu)自身幾何參數(shù)的計算簡圖</p><p>　　表2.1 反鏟機構(gòu)自身幾何參數(shù)</p><p>　　注：表2.1數(shù)據(jù)均為參考廈門橋箱QXW120輪式液壓反鏟挖掘機，用

28、比擬法得來。</p><p>　　2.1.3 建立坐標(biāo)系</p><p>　　如圖2-1，以回轉(zhuǎn)中心投影到停機面的點為原點，工作裝置伸展方向為Y軸方向，鉛垂方向為Z軸方向建立直角坐標(biāo)系。</p><p>　　表2.2 反鏟工作液壓缸運動參數(shù)</p><p>　　第一類參數(shù)是決定運動機構(gòu)運動特性的必要參數(shù)，稱原始參數(shù)，主要為長度參數(shù)；第二類參數(shù)

29、為推導(dǎo)出來的參數(shù)，稱推導(dǎo)參數(shù)；第三類參數(shù)是作方案比較所需的其它特征參數(shù)。</p><p>　　1.動臂和擺角的計算方法</p><p>　　圖2-2 動臂擺角范圍計算簡圖</p><p>　　圖2-3 斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖</p><p>　　2、動臂的擺角范圍和各點瞬時坐標(biāo)根據(jù)余弦定理可得：</p><p>&l

30、t;b>　　當(dāng)和時得</b></p><p>　　=36.44° （2-1） =127.30° （2-2）</p><p>　　動臂擺角范圍=90.86°，和動臂計算方法一樣，求出斗桿的擺角范圍：

31、 （2-3） </p><p>　　圖2-4 F點坐標(biāo)計算簡圖</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　F

32、點的X坐標(biāo)方程： （2-6）</p><p>　　F點的Y坐標(biāo)方程： （2-7） </p><p>　　2.2 動臂機構(gòu)參數(shù)選擇</p><p>　　反鏟工作裝置是幾組連桿機構(gòu)的組合。在發(fā)動機功率、機重和斗容量等主參數(shù)以及工作裝置結(jié)構(gòu)形式既定的情況下，連桿機構(gòu)鉸點

33、位置和油缸參數(shù)選擇是否得當(dāng)，會對挖掘性能和生產(chǎn)率帶來很大影響，下面就動臂、斗桿、鏟斗三大機構(gòu)進(jìn)行討論。</p><p>　　2.2.1 設(shè)計的主要要求</p><p>　　1、滿足作業(yè)尺寸和挖掘范圍（幾何尺寸）；</p><p>　　2、滿足提升力和閉鎖要求（性能）；</p><p>　　3、結(jié)構(gòu)布置及結(jié)構(gòu)型式要合理緊湊，無干涉，無功率浪費。

34、</p><p>　　2.2.2 動臂機構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容及步驟</p><p>　　1、動臂下鉸點C位置坐標(biāo)的確定。</p><p>　　表2.3 機體尺寸和工作尺寸經(jīng)驗系數(shù)表[3]</p><p>　　關(guān)于尺寸參數(shù)可按下式近似求的:</p><p>　　(2-8)由于機重G=20t，由表2.3可查得出：</p>

35、;<p><b>　　2、的確定：</b></p><p>　　的取值對最大挖掘深度和最大挖掘高度都有影響。加大該值會增大挖掘深度，但減小了最大挖掘高度；減小了該值則會減小最大挖掘深度而增大最大挖掘高度。由于本設(shè)計考慮為以反鏟為主的通用挖掘機，取。</p><p>　　3、動臂缸下鉸點A位置的確定</p><p>　　圖2-5 動

36、臂鉸點與液壓缸鉸點簡圖</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　4、初步確定動臂長度</p><p>　　原始參數(shù)給定最大挖掘半徑為, </p><p>　　動臂和斗桿的夾角最大角即</p><p><b>　　取</b></p><

37、p>　　圖2-6 最大挖掘半徑計算簡圖</p><p><b>　　最大挖掘半徑R1</b></p><p>　　(2-9)選動臂與斗桿的長度比</p><p>　　由式（2-9）求出 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　5、動臂缸的伸縮

38、比的確定</p><p>　　考慮到結(jié)構(gòu)尺寸、運動余量、穩(wěn)定性和構(gòu)件運動幅度等因素，一般的</p><p><b>　　，取=1.7。</b></p><p>　　6、初選上下動臂長度之比,一般的</p><p><b>　　，取=1.3</b></p><p><b&

39、gt;　　動臂彎角一般，取。</b></p><p>　　圖2-7 動臂結(jié)構(gòu)簡圖</p><p>　　由三角形余弦公式可求出：</p><p>　　ZC=2450mm，ZF=3185mm</p><p>　　7、有最大挖掘深度和最大卸載高度確定動臂最大仰角和最大俯角</p><p>　　由原始參數(shù)可知：最

40、大卸載高度</p><p><b>　　最大挖掘深度</b></p><p>　　圖2-8 最大卸載高度時工裝簡圖</p><p>　　由圖2-8得最大卸載高度的表達(dá)式為：</p><p>　　(2-10) H3max=6723mm</p><p><b>　

41、　得出：</b></p><p>　　由圖2-9得最大卸載高度的表達(dá)式為：</p><p>　　(2-11) H1max=5826mm</p><p><b>　　得出：</b></p><p>　　圖2-9 最大挖掘深度時工裝簡圖</p><p>　　8、確定動臂缸全伸長度和全縮長

42、度及的長度：</p><p>　　由公式 (2-12)</p><p><b>　　(2-13)</b></p><p><b>　　求 </b></p><p>　　該結(jié)果符合 故動臂機構(gòu)成立。</p>

43、;<p>　　2.3 斗桿機構(gòu)的參數(shù)選擇</p><p>　　斗桿的結(jié)構(gòu)型式往往取決于動臂的結(jié)構(gòu)型式，此次設(shè)計采用整體式斗桿。</p><p>　　2.3.1 設(shè)計的主要要求</p><p>　　1、保證足夠的斗齒挖掘力和閉鎖力；</p><p>　　2、保證斗桿的擺角范圍<DFE最大=105°125°

44、;。</p><p>　　A、滿足挖高，一般使<CFQ約=160°180°；</p><p>　　B、斗桿缸全伸，轉(zhuǎn)斗缸全伸時，斗齒與動臂之間距離。</p><p>　　2.3.2 總體方案的選擇</p><p>　　表2.4 同類機型對比表</p><p>　　1、確定斗桿后部長度</

45、p><p>　　mm (2-12) </p><p><b>　　由表2.4取</b></p><p><b>　　初選斗桿缸缸徑</b></p><p>　　

46、液壓系統(tǒng)工作壓力是32Mpa，假定液壓泵到液壓缸的壓力損失是500Kpa，液壓缸回油背壓是1000Kpa。</p><p><b>　　將其代入上式得出：</b></p><p>　　2、預(yù)選斗桿缸伸縮比，取</p><p>　　斗桿的擺角范圍 取</p><p>　　3、根據(jù)幾何關(guān)系確定和</p>&l

47、t;p>　　設(shè) 全縮和全伸時斗桿缸作用力對F點的力臂，則有：</p><p><b>　　(2-13)</b></p><p><b>　　則 </b></p><p><b>　　得出： </b></p><p>　　得出：DFEmin=21

48、6; DFEmax=141°</p><p>　　4、求 D為斗桿缸與動臂之鉸點</p><p><b>　　(2-14)</b></p><p><b>　　求得：mm</b></p><p>　　5、由幾何位置確定<EFQ=130°170°。</p

49、><p>　　斗桿上取決于結(jié)構(gòu)因素，并考慮到工作范圍，取。</p><p>　　2.4 鏟斗機構(gòu)的參數(shù)選擇</p><p>　　反鏟鏟斗機構(gòu)有四連桿的，也有六連桿的。此次設(shè)計采用六連桿共點機構(gòu)。</p><p>　　2.4.1 設(shè)計的主要要求</p><p><b>　　1、必要的轉(zhuǎn)角范圍</b>&

50、lt;/p><p>　　必要的開挖角（水平面以上0°30°）</p><p>　　必要的挖掘轉(zhuǎn)角（90°110°）</p><p>　　必要的挖掘裝滿轉(zhuǎn)角（鏟斗的總轉(zhuǎn)角=150°180°）</p><p>　　2、符合載荷變化情況</p><p>　　開挖角范圍內(nèi)

51、及處大于等于平均挖掘阻力</p><p>　　25°35°之間大于等于最大挖掘阻力</p><p>　　之后可不考慮，只要挖掘力大于零就行</p><p>　　3、機構(gòu)運動無干涉（避免轉(zhuǎn)斗缸全伸時斗齒尖碰撞斗桿下緣的現(xiàn)象）</p><p>　　2.4.2 鏟斗機構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容及步驟</p><p>　

52、　圖2-10 連桿機構(gòu)設(shè)計</p><p>　　在鏟斗主要參數(shù)已知的情況下：</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　1、初選 取</b></p><p><b>　　2、初選</b></p><p><b>

53、　　共點時 </b></p><p>　　此次設(shè)計采用共點時，</p><p>　　3、初選鏟斗缸伸縮比 取</p><p><b>　　4、作圖確定和</b></p><p>　　當(dāng)轉(zhuǎn)斗處于兩個極限位置時，作圖求出</p><p>　　由于-<MM1,查資料在油缸行程

54、系列中取850mm，即：</p><p>　　求得： </p><p><b>　　5、鏟斗油缸的選取</b></p><p>　　由表2.4取鏟斗最大挖掘力</p><p>　　轉(zhuǎn)斗機構(gòu)最大理論挖掘力應(yīng)與轉(zhuǎn)斗最大挖掘阻力相適應(yīng)，常布置在處。最大挖掘力則大致出現(xiàn)在20°35°處，此次設(shè)計取

55、30°，作圖測得：</p><p>　　l3=1241 </p><p><b>　　因此 </b></p><p><b>　　初取鏟斗油缸缸經(jīng)，</b></p><p>　　由，可知所選油缸缸徑合適。</p><p&g

56、t;　　2.4.3 斗形參數(shù)的選擇</p><p>　　鏟斗的主要參數(shù)有四個，分別是標(biāo)準(zhǔn)斗容量q、平均斗寬B、轉(zhuǎn)斗挖掘半徑R和轉(zhuǎn)斗挖掘裝滿角2φ。</p><p><b>　　四者的關(guān)系：</b></p><p><b>　　(2-13)</b></p><p>　　式中 —標(biāo)準(zhǔn)斗容量，q=0.8

57、m3；</p><p>　　—平均斗寬，由表3.1 差值計算1.05m；</p><p><b>　　—轉(zhuǎn)斗挖掘半徑； </b></p><p>　　—土壤松散系數(shù)，取近似值為1.3；</p><p>　　—挖掘裝滿角，全面考慮有關(guān)因素，可以取=90o～100o，取2=100o。</p><p>

58、　　表2.5 反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍(中國)[3]</p><p>　　將以上各值代入上式，計算得R=1241mm。</p><p>　　鏟斗的特性參數(shù) ，太大將影響傳動性，太小將影響剛度，當(dāng)鏟斗轉(zhuǎn)角較大時取較小值。取=0.36。</p><p>　　KQ=0.35×865=447mm</p><p>　　一般取，取=110

59、°,KV=1707mm</p><p>　　第3章 液壓缸作用力及閉鎖力的確定</p><p>　　由要求達(dá)到的動臂液壓缸作用力和被動閉鎖力，就能確定出液壓缸滿足要求的缸徑。</p><p>　　3.1 液壓缸的作用力</p><p>　　動臂液壓缸應(yīng)保證反鏟作業(yè)過程中在任何位置上都能提起帶有滿載鏟斗的工作裝置到達(dá)最高和最遠(yuǎn)的位置

60、。</p><p>　　斗內(nèi)土重 取 </p><p>　　反鏟工作裝置各構(gòu)件質(zhì)量近似值參考文獻(xiàn)[3].P89.表2-7。</p><p>　　由于此次設(shè)計的斗容量是q=0.8m³，采用插值法確定各構(gòu)件的重量，如下表 </p><p>　　表3.1 工作裝置各構(gòu)件質(zhì)量表</p><p>　　3.1.1

61、 計算動臂液壓缸的舉升力</p><p>　　依據(jù)以下三個位置動臂液壓缸的舉升力：</p><p>　　1、工況一：從最大挖掘深度處提起滿載斗時所需要的動臂缸舉升力，圖上所有重心位置及到C點的所在縱軸線的距離都是通過AutoCAD作圖測繪按1:40放大求得，如圖3-1所示。</p><p>　　各構(gòu)件到動臂鉸點的力臂值見表3.2</p><p&g

62、t;　　表3.2 各作用力的近似力臂值表（mm）</p><p>　　圖3-1 動臂液壓缸作用力計算簡圖（工況一）</p><p>　　對動臂鉸點C點取矩有：</p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　求得：</b></p><p>　　2、工況二

63、：從最大挖掘半徑處提起滿載斗時所需要的動臂缸舉升力，圖上所有</p><p>　　重心位置及到C點的所在縱軸線的距離都是通過AutoCAD作圖測繪按1:40放大求得，如圖3-2所示。</p><p>　　各構(gòu)件到動臂鉸點的力臂值見表3.3。</p><p>　　表3.3 各作用力的近似力臂值表（mm）</p><p>　　圖3-2 動臂液壓缸

64、作用力計算簡圖（工況二）</p><p>　　對動臂鉸點C點取矩有：</p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　求得：</b></p><p>　　工況三：從最大卸載高度處提起滿載斗時所需要的動臂缸舉升力，圖上所有</p><p>　　重心位置及到

65、C點的所在縱軸線的距離都是通過AutoCAD作圖測繪按1:40放大求得，如圖3-3所示。</p><p>　　各構(gòu)件到動臂鉸點的力臂值見表3.4。</p><p>　　表3.4 各作用力的近似力臂值表（mm）</p><p>　　圖3-3 動臂液壓缸作用力計算簡圖（工況三）</p><p>　　對動臂鉸點C點取矩有：</p>&

66、lt;p><b>　　即：</b></p><p><b>　　求得：</b></p><p>　　3.1.2 驗算動臂液壓缸穩(wěn)定性</p><p>　　初選動臂缸缸徑,，活塞桿較細(xì)，動臂在舉升的過程中活塞受壓，在此需對活塞桿進(jìn)行穩(wěn)定性分析，由于工況一活塞桿全縮，滿足穩(wěn)定性，故只對工況二和工況三做穩(wěn)定性分析。<

67、/p><p>　　動臂缸活塞桿選用Q275鋼，查資料可知： </p><p>　　工況二：由圖3-2測出動臂液壓缸的長度</p><p><b>　　由時，由歐拉公式</b></p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　式中 -活塞桿計算柔度</

68、p><p>　　-長度折算系數(shù)，取決于液壓缸的支承狀況，參考文獻(xiàn)[4]表10-1,取=1</p><p>　　-活塞桿計算長度，即</p><p>　　E-活塞桿材料的縱向彈性模量（Pa），對硬鋼，E=</p><p>　　-活塞桿橫斷面回轉(zhuǎn)半徑，，其中A為斷面面積（㎡）</p><p>　　I為斷面最小慣性矩（），對圓斷

69、面，</p><p>　　將以上參數(shù)代入公式（3-1）求得 </p><p>　　液壓缸的穩(wěn)定條件是：</p><p><b>　　(3-2)</b></p><p>　　式中 P-活塞桿的最大推力</p><p><b>　　-液壓缸穩(wěn)定臨界力</b&

70、gt;</p><p>　　-穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=2-4，取=4</p><p>　　,顯然小于P12，所以在此工況下活塞桿滿足穩(wěn)定性。</p><p>　　工況三：由圖3.3測出動臂液壓缸的長度</p><p><b>　　由時，由歐拉公式</b></p><p>　　將以上參數(shù)代入公式（3

71、-1）求得 </p><p>　　顯然大于P13，所以在此工況下活塞桿也滿足穩(wěn)定性要求。</p><p>　　3.2 液壓缸的閉鎖力</p><p>　　確定合理的液壓缸閉鎖能力是保證挖掘力得到充分發(fā)揮的基本條件之一。選擇適當(dāng)?shù)膭颖垡簤焊组]鎖壓力既能起到保護(hù)元件的目的又能保證主動油缸發(fā)揮最大挖掘力使正常作業(yè)順利進(jìn)行。過大的閉鎖壓力不但起不到保護(hù)液壓系統(tǒng)及其元件的作用

72、，而且會對系統(tǒng)提出過高的要求，這樣既不經(jīng)濟(jì)，也無必要，還可能損壞元件。合理的閉鎖壓力是保證在主要挖掘范圍內(nèi)使主動液壓缸能發(fā)揮出最大挖掘力的同時還能起到保護(hù)元件的作用。常選定以下三個工況進(jìn)行閉鎖力分析：</p><p>　?、?動臂最低，斗桿鉛垂，轉(zhuǎn)斗挖掘，其作用力臂最大；</p><p>　?、?動臂最低，F(xiàn)、Q、V三點一線，斗桿挖掘且作用力臂最大 ；</p><p&g

73、t;　?、?動臂最低，挖掘深度最大，F(xiàn)、Q、V三點一線，鏟斗挖掘，克服平均阻力 。</p><p>　　工況一：鏟斗液壓缸產(chǎn)生的挖掘力最大，挖掘阻力對動臂鉸點C，斗桿鉸點F所造成的力矩均接近最大值，而動臂液壓缸的力臂值為最小</p><p>　　表3.5 各作用力的近似力臂值表（mm）（工況一）</p><p><b>　　注： </b><

74、;/p><p>　　轉(zhuǎn)斗液壓缸可通過對Q點的力矩平衡方程求得：</p><p>　　從可能出現(xiàn)的最不利情況出發(fā)，假設(shè)存在法向阻力，其值取</p><p>　　各點對F點取矩，可得到斗桿液壓缸所受的被動作用力</p><p>　　圖3-5 液壓缸閉鎖壓力計算簡圖（工況一）</p><p>　　若在此工況下若閉鎖力不足，斗桿缸

75、則會出現(xiàn)回縮現(xiàn)象，為了防止斗桿液壓缸被動回縮，其大腔限壓閥的調(diào)定壓力與液壓缸工作壓力相比較，超出的百分比為：</p><p>　　說明斗桿缸大腔閉鎖壓力不足，超壓16.9%。</p><p>　　同樣對動臂在平臺上的鉸點C取矩，求得動臂液壓缸所受的被動作用力，</p><p>　　若在此工況下閉鎖力足夠，動臂缸則不會出現(xiàn)伸長現(xiàn)象，為防止其被動伸長，小腔限壓閥的調(diào)定壓

76、力與其工作壓力，超出的百分比為：</p><p>　　說明動臂小腔閉鎖力不足，超壓6%。</p><p>　　工況二：這種情況下斗桿液壓缸產(chǎn)生最大挖掘力，挖掘阻力對動臂鉸點C的力矩接近最大值，而動臂液壓缸的力臂為最小。</p><p>　　表3.6 各作用力的近似力臂值表（mm）（工況二）</p><p><b>　　注：</

77、b></p><p>　　各點對F點取矩，此時斗桿液壓缸所受的主動作用力</p><p><b>　　求得</b></p><p>　　圖3-6 液壓缸閉鎖壓力計算簡圖（工況二）</p><p>　　從可能出現(xiàn)的最不利情況出發(fā)，假設(shè)存在法向阻力，其值取</p><p>　　轉(zhuǎn)斗液壓缸可通過

78、對Q點的力矩平衡方程求得：</p><p><b>　　求得</b></p><p>　　若在此工況下動臂缸大腔閉鎖力不足，會出現(xiàn)回縮現(xiàn)象，為防止其被動回縮，大腔限壓閥的調(diào)定壓力與其工作壓力相比較，超出的百分比為：</p><p>　　說明動臂缸大腔閉鎖力滿足，富余14%。</p><p>　　同樣對動臂在平臺上的支撐點

79、C取矩，求得動臂液壓缸所受的被動作用力，</p><p>　　若在此工況下動臂缸閉鎖力不足，會出現(xiàn)伸長現(xiàn)象，為防止其被動伸長，小腔限壓閥的調(diào)定壓力與其工作壓力相比較，超出的百分比為：</p><p>　　說明動臂缸小腔閉鎖力不足，超壓18.8%。</p><p>　　工況三：在這種挖掘狀態(tài)下，挖掘阻力對動臂鉸點C必將造成最大的挖掘阻力矩，它會要求液壓缸缸徑增大，或閉

80、鎖壓力過分增高，這種過分的要求往往被認(rèn)為是不合理的。因此在這種情況下挖掘時只要求能克服平均挖掘阻力</p><p>　　表3.7 各作用力的近似力臂值表（mm）（工況三）</p><p>　　圖3-7 液壓缸閉鎖壓力計算簡圖（工況三）</p><p><b>　　最大挖掘阻力： </b></p><p><b&

81、gt;　　(3-3)</b></p><p>　　式中 —土壤硬質(zhì)系數(shù)。對于III級土宜取，取</p><p>　　—鏟斗與斗桿鉸點到斗齒齒距離，單位為cm， R=l3=146.3cm</p><p>　　—挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半，</p><p>　　—切削刃寬度影響系數(shù)，，為鏟斗平均寬度，單位為m</p>

82、<p>　　—切削角變化影響，取</p><p>　　—斗的側(cè)壁厚度影響系數(shù)，，為側(cè)壁厚度單位為cm，初步設(shè)計時可取X=1.15</p><p>　　—帶有斗齒的系數(shù)，Z=0.75</p><p>　　D—切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容大小在D=10000~17000N的范圍內(nèi)選取，斗容小于0.25m3 時，D應(yīng)小于10000N。取D=8000N</p

83、><p><b>　　求得：</b></p><p><b>　　鏟斗平均挖掘阻力</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　從可能出現(xiàn)的最不利情況出發(fā)，假設(shè)存在法向阻力，其值取</p><p>　　各點對F點取矩，可得到斗桿液壓缸

84、所受的被動作用力</p><p>　　若在此工況下動臂缸小腔閉鎖力不足，會出現(xiàn)回縮現(xiàn)象，為防止其被動回縮，大腔限壓閥的調(diào)定壓力與其工作壓力相比較，超出的百分比為：</p><p>　　說明鏟斗液壓缸滿足，富余49.3%。</p><p>　　同樣對動臂在平臺上的支撐點C取矩，求得動臂液壓缸所受的被動作用力，</p><p>　　若在此工況下動

85、臂缸小腔閉鎖力不足，會出現(xiàn)伸長現(xiàn)象，為防止其被動伸長，小腔限壓閥的調(diào)定壓力與其工作壓力相比較，超出的百分比為：</p><p>　　說明動臂缸小腔閉鎖力有富余，富余16.6%。</p><p>　　表3.8 液壓缸閉鎖力計算結(jié)果匯總表 </p><p>　　由上述過程得出的被動油缸閉鎖壓力是保證三種典型工況下主動油缸能發(fā)揮最大挖掘力的最

86、低限定壓力。選定液壓油工作壓力為32MP，可將三組油缸的閉鎖限壓閥壓力調(diào)高20%，即可滿足要求閉鎖力要求。實際分析計算中難以對所有的工況計算油缸應(yīng)產(chǎn)生的閉鎖壓力，所以，比較合理的閉鎖壓力設(shè)定值應(yīng)如前面所述，能保證主要工況下在較大范圍內(nèi)主動油缸的最大挖掘力能充分發(fā)揮就行了。</p><p>　　限壓閥閉鎖壓力調(diào)整后得到各閉鎖腔的閉鎖壓力分別為38.4MPa。</p><p>　　第4章 工

87、作裝置運動分析及包絡(luò)圖的繪制</p><p>　　4.1 動臂運動分析</p><p>　　動臂油缸的最小長度；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4-1 動臂擺角范圍計算簡圖</p><p>　　φ1是L1的函數(shù)。動臂

88、上任意一點在任一時刻也都是L1的函數(shù)。如圖4.1所示，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；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><b>　　則有：</b></p><p><b>　　在三角形ABC中：<

89、;/b></p><p>　　L12 = l72+l52-2l7l5 COSθ1</p><p>　　θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2×l7×l5] (4-1)</p><p><b>　　在三角形BCF中：</b><

90、;/p><p>　　L222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1</p><p>　　α20 = COS-1[（l72+ l12- L222）/2×l7×l1] (4-2)</p><p>　　由圖2-4所示的幾何關(guān)系，可得到α21的

91、表達(dá)式：</p><p>　　α21 =α20+α11-θ1 (4-3)</p><p>　　當(dāng)F點在水平線CU之下時α21為負(fù)，否則為正。</p><p><b>　　F點的坐標(biāo)為</b></p><p>　　X

92、F = l30+l1×cosα21</p><p>　　YF = l30+l1×Sinα21 (4-4) C點的坐標(biāo)為</p><p>　　XC = XA+l5×COSα11 = l30</p><p>　　YC = YA+l5×

93、Sinα11 (4-5)動臂油缸的力臂e1</p><p>　　e1 = l5×Sin∠CAB (4-6)顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ

94、= l1min/ l5,δ = l7/ l5。這時</p><p>　　L1 = Sqr（l72-l52）= l5 × Sqr（δ2-1）</p><p>　　θ1 = cos-11/δ (4-7) 4.2 斗桿運動分析</p><p>　　如下

95、圖4-2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(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。</p><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4-2 斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖&

96、lt;/p><p><b>　　在三角形DEF中</b></p><p>　　L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9</p><p>　　θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9]

97、 (4-8)由上圖的幾何關(guān)系知</p><p>　　φ2max =θ2 max-θ2min =120° (4-9)則斗桿的作用力臂</p><p>　　e2 =l9Sin∠DEF =676mm

98、 (4-10)顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9，此時θ2 = COS-1（l9/l8），L2 =</p><p>　　4.3 鏟斗運動分析</p><p>　　鏟斗相對于XOY坐標(biāo)系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖4-3所示，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F(xiàn)點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗

99、的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點。</p><p>　　圖4-3 鏟斗連桿機構(gòu)傳動比計算簡圖</p><p>　　鏟斗連桿機構(gòu)傳動比i</p><p>　　利用圖4-3，可以知道求得以下的參數(shù)：</p><p><b>　　在三角形HGN中</b></p>

100、<p>　　α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14]</p><p>　　α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14]</p><p>　　α32 = ∠HNG = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30

101、 (4-11)在三角形HNQ中</p><p>　　L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21</p><p>　　∠NHQ = COS-1[（l212+l142- L272）/2×l21×l14] (4-12)在三角

102、形QHK中</p><p>　　α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] (4-13)在四邊形KHQN中</p><p>　　∠NHK=∠NHQ+∠QHK (4-14)鏟斗油缸對N點

103、的作用力臂r1</p><p>　　r1 = l13×Sinα32 (4-15)連桿HK對N點的作用力臂r2</p><p>　　r2 = l13×Sin ∠NHK

104、(4-16)而由r3 = l24，r4 = l3 有[3]</p><p><b>　　連桿機構(gòu)的總傳動比</b></p><p>　　i = （r1×r3）/（r2×r4） (4-17)顯然4-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L2的函數(shù)，用L2min代

105、入可得初傳動比i0，L2max代入可得終傳動比iz。</p><p>　　2、鏟斗相對于斗桿的擺角φ3</p><p>　　鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為</p><p>　　φ3 =α7+α24+α26+α10 (4-18)其中，在三角形NFQ中</p>&

106、lt;p>　　α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2] (4-19）α10暫時未定，其在后面的設(shè)計中可以得到。</p><p>　　當(dāng)鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉(zhuǎn)角:</p><

107、p>　　φ3 = θ3-θ3min (4-20)鏟斗的擺角范圍: </p><p>　　φ3 = θ3max-θ3min (4-21) 4.4 斗齒尖運動分析</p><p

108、>　　如圖4-4所示，斗齒尖V點的坐標(biāo)值XV和YV，是L1 、L2、L3的函數(shù)只要推導(dǎo)出XV和YV的函數(shù)表達(dá)式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下:</p><p><b>　　由F點知：</b></p><p>　　α32= ∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2

109、 (4-22)在三角形CDF中：∠DCF由后面的設(shè)計確定，在∠DCF確定后則有：</p><p>　　l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6 (4-23) l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8

110、 </p><p>　　α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8 (4-24)在三角形DEF中</p><p>　　L22=l82+l92-2×COSθ2×l8×l9</p><p>　　圖4-4 齒尖坐標(biāo)方程推導(dǎo)簡圖

111、</p><p>　　則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角θ2 </p><p>　　θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] (4-25)α4、α6在設(shè)計中確定。 </p><p><b>　　由三角形CFN知：</b>

112、</p><p>　　l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） (4-26)由三角形CFQ知：</p><p>　　l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1）

113、 (4-27)由Q點知：</p><p>　　α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10 (4-28)在三角形CFQ中：</p><p>　　l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3

114、 </p><p>　　α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] (4-29)在三角形NHQ中：</p><p>　　l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21 </p>&

115、lt;p>　　α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] (4-30)在三角形HKQ中：</p><p>　　l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24 </p><p>　　α26 =∠HQK

116、=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] (4-31)在四邊形HNQK：</p><p>　　∠NQH =α24 +α26 (4-32)</p>&l

117、t;p>　　α20 = ∠KQV=110° </p><p>　　在列出以上的各線段的長度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標(biāo)我們就可以得到斗桿上各點的坐標(biāo)值。</p><p>　　4.5 包絡(luò)圖的繪制</p><p>　　挖掘包絡(luò)圖是指斗齒尖能達(dá)到的最大范圍所形成的封閉圖形，它與工作裝置的幾何參數(shù)及工作油缸的伸縮長度或范圍有關(guān)。通過挖掘包絡(luò)圖能夠從幾

118、何上直觀地反映挖掘機最大的作業(yè)范圍、在極限位置上工作裝置各部件的幾何位置關(guān)系以及機構(gòu)的干涉情況，這些信息在一定程度上反映了工作裝置幾何參數(shù)設(shè)計的合理性和整機的幾何性能。在挖掘機工作裝置機構(gòu)參數(shù)給定的情況下，不難繪制出挖掘機包絡(luò)圖。挖掘包絡(luò)圖的邊界一般由八段圓弧曲線組成，各圓弧的交接點分別為V1、V2……、V9。</p><p>　　運用CAD得出挖掘包絡(luò)圖，繪圖步驟及過程如下：</p><p&

119、gt;　　V1-V2段：動臂液壓缸最長，斗桿液壓缸最短，鏟斗液壓缸由QV與FQ延長線夾角16°伸到166°，由斗齒尖繞Q1點以Q1V1=1241mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　V2-V3段：動臂液壓缸最長，鏟斗液壓缸最長，斗桿液壓缸伸長，使∠DFE=21°轉(zhuǎn)到∠DFE=141°，由斗齒尖繞F1點以F1V2=1777.7mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p>&

120、lt;p>　　V3-V4段：動臂液壓缸最長，斗桿液壓缸最長，鏟斗液壓缸縮短，QV與FQ延長線夾角127°縮85°至斗齒尖位于C、Q2連線上為止，由斗齒尖繞Q2點以Q2V3=1241mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　V4-V5段：斗桿液壓缸最長，鏟斗液壓缸固定，動臂液壓缸縮短，∠ACB=127°縮至∠ACB=36°，由斗齒尖繞C點以CV4=2058mm為半徑轉(zhuǎn)動

121、形成。</p><p>　　V5-V6段：動臂液壓缸最短，斗桿液壓缸最長，鏟斗液壓缸縮短，QV與FQ延長線夾角85°縮至F、Q、V三點一線，即中V6位置，由斗齒尖繞Q3點以L3=1241mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　V6-V7段：動臂液壓缸最短，斗桿液壓缸固定，F(xiàn)、Q、V三點一線，斗桿液壓缸縮短，∠DFE=141°縮至∠DFE=21°，由斗齒尖繞F

122、2點以L2+L3=4003mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　V7-V8段：動臂液壓缸最短，斗桿液壓缸最短，鏟斗液壓缸縮短，使F、Q、V三點一線的姿態(tài)縮至斗齒尖位于C、Q4連線的延長線上，即使C、Q、V三點一線為止，由斗齒尖繞Q4點以L3=1241mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　V8-V9段：斗桿液壓缸最短，鏟斗液壓缸為上一弧段時的狀態(tài)，動臂液壓缸由最短伸至最長，由斗齒尖繞

123、C點以CV8=8928mm為半徑轉(zhuǎn)動形成。</p><p>　　通過上述步驟后，將主要作業(yè)尺寸，各部件（動臂，斗桿，鏟斗）的擺角范圍及極限姿態(tài)標(biāo)在包絡(luò)圖上，見附圖1.</p><p>　　第5章 整機理論挖掘力的確定</p><p>　　整機的理論挖掘力就是在考慮了主動油缸的發(fā)揮能力、被動油缸的限制條件、整機與地面的附著情況及整機的前、后傾穩(wěn)定性后在特定姿態(tài)和作業(yè)