液壓挖掘機工作裝置結構設計說明書

需要購買圖紙咨詢Q1459919609或Q1969043202摘 要此次設計的題目是挖掘機工作裝置的結構設計。根據(jù)任務書中給出，要求對液壓系統(tǒng)的傳動進行計算，那么就應該是設計液壓挖掘機。我們知道，依靠液壓傳動的挖掘機的綜合性能要比依靠機械傳動的挖掘機好。而且液壓挖掘機具有體積小，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，挖掘力大，操作簡便，以及容易實現(xiàn)無級變速和自動控制等優(yōu)點。同樣地，從任務書中知道，主要參數(shù)為：整機質(zhì)量10噸，反鏟斗容量0.18立方米，液壓系統(tǒng)的工作壓力14。通過上述內(nèi)容，明確了需要設計小型履帶式單斗液壓挖掘機的反鏟裝置。要求實現(xiàn)：最大挖掘深度3.582米，最大挖掘高度5.365米，最大卸載高度2.792米以及最大挖掘半徑5.884米。關鍵字：液壓系統(tǒng)，液壓挖掘機，反鏟裝置AbstractThe topic of this design is the structure design of excavator working device. According to the task book, it is required to calculate the transmission of the hydraulic system, then the hydraulic excavator should be designed. We know that the comprehensive performance of excavators relying on hydraulic transmission is better than that relying on mechanical transmission. Moreover, the hydraulic excavator has the advantages of small size, compact structure, smooth transmission, large excavation force, simple operation, and easy realization of stepless speed change and automatic control.Similarly, as we know from the task book, the main parameters are as follows: the overall quality of the machine is 10 tons, the backhoe capacity is 0.18 cubic meters, and the working pressure of the hydraulic system is 14. Through the above contents, it is clear that the backhoe device of small crawler type single bucket hydraulic excavator needs to be designed. Requirements: maximum excavation depth 3.582 meters, maximum excavation height 5.365 meters, maximum unloading height 2.792 meters and maximum excavation radius 5.884 meters.Key words: hydraulic system, hydraulic excavator, backhoe device目 錄1 緒論11.1 國內(nèi)外研究狀況11.2 論文構成及研究內(nèi)容22 工作裝置總體方案設計22.1 工作裝置的構成22.2 動臂及斗桿的結構形式32.3 動臂油缸與斗桿油缸的布置42.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式42.5 鏟斗的結構選擇42.6 液壓系統(tǒng)設計方案原則53 工作裝置運動分析53.1 動臂運動分析53.2 斗桿的運動分析73.3 鏟斗的運動分析83.3.1 鏟斗連桿機構傳動比i83.3.2 鏟斗相對于斗桿的擺角393.3.3 斗齒尖運動分析93.4 特殊工作位置計算113.4.1 最大挖掘深度H1max113.4.2 最大卸載高度H3max123.4.3 水平面最大挖掘半徑R1max123.4.4 最大挖掘半徑R2max133.4.5 最大挖掘高度H2max134 工作裝置挖掘阻力分析144.1 轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計算144.2 斗桿挖掘阻力計算155 工作裝置基本尺寸的確定165.1 斗形參數(shù)的確定165.2 動臂機構參數(shù)的選擇165.2.1 1與A點坐標的取值165.2.2 l1與l2的選擇175.2.3 l41與l42的計算175.2.4 l5的計算175.3 斗桿機構基本參數(shù)的選擇205.4 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇215.4.1 基本計算215.4.2 轉(zhuǎn)角范圍225.4.3 在鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算226 工作裝置的結構設計計算246.1 斗桿的結構設計246.1.1 斗桿的受力分析246.1.2 結構尺寸的計算296.2 動臂結構設計316.2.1 危險工況受力分析316.2.2 內(nèi)力和彎矩的求解356.2.3 結構尺寸計算366.3 鏟斗的設計386.3.1 鏟斗斗形尺寸的設計386.3.2 鏟斗斗齒的結構計算397 挖掘機液壓傳動部分計算397.1 確定液壓系統(tǒng)類型407.2 液壓系統(tǒng)的傳動求解和液壓元件的取用407.2.1 液壓系統(tǒng)首要參數(shù)的確認407.2.2 挖掘機液壓缸作用力的確定407.3 液壓系統(tǒng)初步計算447.4 工作裝置傳動計算457.5 液壓泵參數(shù)選擇和發(fā)動機功率計算467.6 主油管管徑和油箱容量478 回轉(zhuǎn)機構部分計算488.1 回轉(zhuǎn)馬達設計計算489 銷軸與襯套的設計選用499.1 銷軸的設計499.2 銷軸用螺栓的設計499.3 襯套的設計49總 結50參考文獻51致 謝521 緒論1.1 國內(nèi)外研究狀況通過大量的研究表明，大規(guī)模、小型、功能變多和根據(jù)用途設計獨立的挖掘機是現(xiàn)在挖掘機邁向的方向。由于在國外，他們已經(jīng)開始選用和以前不一樣的技術，更加適宜的工藝，更恰當?shù)臋C構和更好的材料，這樣就使挖掘機的發(fā)展進程加快。在我們國家，對于挖掘機的制造，也已經(jīng)開始系列化，還有就是在最近幾年，也從別的國家吸入了一批比較好的挖掘機。相信我們國家,在完成通用化,標準化,系列化的道路上會越走越快。如今，很多國家都正在進行單斗液壓挖掘機的實驗和探索，這是因為他們的一些指標比較好，挖掘機的穩(wěn)定性較高。現(xiàn)在，綜合控制技術比如機電一體化，也在挖掘機上面得到了很好的應用，這是因為液壓技術為其他技術提供了基礎。為了讓挖掘機效率更高和更加節(jié)能，專家們已經(jīng)開始專注于提升動力和傳動系統(tǒng)；并且單斗液壓挖掘機已經(jīng)在很多領域得到作用的發(fā)揮，生產(chǎn)制造的成本比以前低，更加標準，這樣主要是為了讓挖掘機工作性能更好，更加穩(wěn)定。單斗液壓挖掘機的發(fā)展:1、體積往大規(guī)模發(fā)展并且也向小型發(fā)展。2、更加廣泛地使用節(jié)能技術。3、用得更久且更穩(wěn)定。4、工作裝置結構不斷革新，而且工作領域會不斷擴張。5、用電力來替換內(nèi)燃機去驅(qū)動挖掘機進行工作。6、革新設計液壓元件的理念，不斷去改進液壓系統(tǒng)。7、綜合技術運用得更好，比如機電一體化技術。8、為了提高效率，增加鏟斗的體積容量，用的功率更大，使制造效率更高。9、加入的人機工程學更加完善。1.2 論文構成及研究內(nèi)容對鏟斗、斗桿、動臂機構以及它們所對應的液壓油缸，再聯(lián)同銷軸、連桿機構和螺母螺栓這些零部件組成的挖掘機反鏟裝置進行分析并設計計算是本次設計的主要點。具體內(nèi)容包括以下部分:1、 挖掘機反鏟裝置的整體計劃設計。2、 挖掘機的反鏟裝置裝配設計、零件具體結構設計。3、 液壓傳動設計及計算。4、 液壓控制部分的設計。5、 回轉(zhuǎn)機構設計。6、 根據(jù)設計參考書，盡量選用標準零部件。2 工作裝置總體方案設計2.1 工作裝置的構成圖2-1 工作裝置組成圖1回轉(zhuǎn)平臺；2動臂；3動臂液壓缸；4斗桿液壓缸；5油管；6斗桿；7鏟斗液壓缸；8搖臂；9連桿；10鏟斗依照圖21所示，將動臂下端鉸接在回轉(zhuǎn)平臺之上，根據(jù)動臂液壓缸的伸出和縮進，讓所有反鏟裝置圍繞動臂下端的鉸點轉(zhuǎn)動。對于斗桿的運動，那么顯然，應該通過控制斗桿液壓缸去完成，在斗桿的下端，鉸接的是鏟斗，對于鏟斗的運動，需要根據(jù)鏟斗液壓缸來決定。在挖掘機進行挖掘工作時候，需要回轉(zhuǎn)馬達來使轉(zhuǎn)臺運動，轉(zhuǎn)臺運動那么在轉(zhuǎn)臺之上的反鏟裝置就能夠去到工作的地方，這個時候控制進到動臂液壓缸的小腔部分的液壓油讓缸往回縮進，當動臂的高度減少到使鏟斗可以進行挖掘時候，控制對斗桿液壓缸或者是鏟斗液壓缸的大腔部分的液壓油量，讓它們伸長，然后這個時候鏟斗就可以進行挖掘工作了。等到挖掘作業(yè)結束時，就是鏟斗里已經(jīng)滿了，這個時候需要控制鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸讓它們停止運動，同時應該控制動臂液壓缸，讓它的大腔部分有液壓油進入，動臂高度就會上升，然后再通過操作控制回轉(zhuǎn)馬達，回轉(zhuǎn)平臺轉(zhuǎn)動讓反鏟裝置去到堆放鏟土的地方，這時候應該讓鏟斗或斗桿的液壓缸的進油得到控制，使它們往回縮進，接著鏟斗就可以進行卸料。如此，進行下面的挖掘作業(yè)也是一樣的道理。但是，因為挖掘機液壓系統(tǒng)和挖掘的路面狀況以及被挖掘土的問題，所以真正在進行挖掘工作的時候，反鏟裝置的構件的運動是可以進行很多的組合的，需要根據(jù)具體的情況選合適的方案。正如我們所知道的，變截面的箱體就是動臂和斗桿的制造形式，對于鏟斗，則是使用比較薄的鋼板通過焊接作業(yè)完成制造。通過研究動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸，我們可以把它們當作是承受載荷的桿形結構。那么通過上述了解，我們可以畫出反鏟裝置的簡單圖示。圖2-2 反鏟裝置在圖2-2中，我們可以看到，反鏟裝置的適當?shù)奈恢每梢杂蓜颖垡簤焊祝窏U液壓缸以及鏟斗液壓缸它們的的長度來共同確認，只要它們的長度得到選取，就能夠知道反鏟裝置的確切位置。2.2 動臂及斗桿的結構形式通過查找資料，我們知道對于像本次設計任務的挖掘機應當屬于小型液壓挖掘機，而整體式彎動臂就普遍應用在這些小型挖掘機之上。究其緣由，就是成本低下，而且它們的結構相對來說是很好的，同樣的剛度，會比組合式的質(zhì)量的值更低，還能使挖掘深度得到保證。同樣的，我們對于斗桿也沒有其他什么要求，所以也可以選取整體式的，因為就現(xiàn)實情況來看，這么選符合通常情況。2.3 動臂油缸與斗桿油缸的布置因為我們選用的只是一只動臂液壓缸就能夠滿足挖掘機的基本工作要求，所以動臂液壓缸可以放在動臂的正下方的適當位置，而動臂下端就鉸接在回轉(zhuǎn)平臺靠前面的位置，比回轉(zhuǎn)平臺高一些，那么這樣的布置通過資料研究是能夠保證挖掘機的挖掘深度的。像我們平時所見到的體積較小的液壓挖掘機都是選用反鏟裝置的動臂支點放在前面的計劃。動臂液壓缸的活塞桿末端按照通常情況就用銷軸鉸接在動臂彎角處合適的位置，這樣能夠?qū)颖凼芰η闆r有宜處?？瓷厦娴暮唸D就可以明白。斗桿液壓缸就鉸接在動臂上底板合適的位置，后面會進行計算就可以知道。2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式反鏟裝置中斗桿和斗桿液壓缸通常與搖桿和連桿組成連桿機構，分析發(fā)現(xiàn)為了能夠讓鏟斗轉(zhuǎn)角的值更大，我們選用比較適宜的六連桿機構，可以使鏟斗部分的結構特性得到提升。鏟斗液壓缸就布置在斗桿上合適的位置。2.5 鏟斗的結構選擇對于鏟斗的結構選擇來說，比較重要的是考慮是否恰當，鏟斗是直接進行挖掘的工具，所以選取它的相關參數(shù)要慎重，并且它需要滿足下面的幾個要求：1、讓鏟土可以隨意流動。2、要使鏟土卸盡方便。3、顯然為了不做無用功，裝進鏟斗的鏟土不應該漏出來，那么就要求鏟斗的寬度和深度以及它的一些結構的角度必須合理。所以，正如我們看見的圖23，我們考慮小型挖掘機都可以選的鏟斗結構。圖2-3 鏟斗還有就是斗齒安裝的方法，查詢資料之后我們選用橡膠卡銷式。見下圖2-4。圖2-4 鏟斗斗齒2.6 液壓系統(tǒng)設計方案原則挖掘機的液壓系統(tǒng)：就是在符合挖掘機結構和裝置的需求之下，將一定的液壓元件按照恰當?shù)姆椒ㄟB接在一起的一個系統(tǒng)。其中液壓泵，把來自發(fā)動機的動力，傳遞給液壓馬達或者液壓缸，然后這些執(zhí)行元件，推動動臂、斗桿和鏟斗還有回轉(zhuǎn)機構、行走機構等這些運動。在挖掘機中，對液壓系統(tǒng)的設計，也應該是恰當合理的，因為挖掘機的使用壽命和挖掘性能，會受它影響。3 工作裝置運動分析3.1 動臂運動分析圖3-1 動臂擺角范圍由上面的圖3-1,經(jīng)過研究那么可以得出：圖3-2 在上面圖3-2的三角形ABC中：在上面的圖3-2的三角形BCF中： 根據(jù)上面圖3-2可以得出21： 如果21是負數(shù)，那么F點就應該在上圖3-2中的與X軸平行的直線之下時； 如果21是正數(shù)，情況就會相反。我們經(jīng)過研究知道：F點的坐標為： C點的坐標為： 動臂油缸的力臂e1： 顯然，通過分析計算我們知道，動臂液壓缸的最大作用力臂e1max= l5。3.2 斗桿的運動分析圖3-3 斗桿機構擺角在上面圖3-3的三角形DEF中：由上圖的幾何關系知，斗桿相對于動臂的擺角范圍2max： 則斗桿的作用力臂：我們可以清楚地知道斗桿的最大作用力臂此時應該是e2max = l9，而且。3.3 鏟斗的運動分析圖3-4 鏟斗連桿機構3.3.1 鏟斗連桿機構傳動比i利用圖3-4，可以求得以下參數(shù)：在三角形HGN中： 在三角形HNQ中：在三角形QHK中：在四邊形KHNQ中：鏟斗油缸對N點的作用力臂r1 ： 連桿HK對N點的作用力臂r2 ： 連桿HK對Q點的作用力臂r3： 連桿機構的總傳動比i： 我們在這里可以知道，i與鏟斗油缸長度L3成函數(shù)關系，我們把L3min寫進去，求到初傳動比i0，L3max寫進去可得終傳動比iz。3.3.2 鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為： 其中，在三角形NFQ中： 通過分析,鏟斗油缸長度L3，取L3max時，我們能夠求解：最大轉(zhuǎn)角3max； 取L3min的時候我們能夠求解出最小轉(zhuǎn)角3min，那么對應的鏟斗的擺角范圍就應該是: 3.3.3 斗齒尖運動分析依照圖3-5，由F點知：對于三角形CDF我們知道：DCF可以根據(jù)后面的設計計算來確定，等到DCF的值算出來那么就有： 在三角形DEF中：圖3-5 齒尖坐標方程推導簡圖則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角2 ： 我們可以知道4、6應該是在設計和畫圖中求解出來。由三角形CFN知：由三角形CFQ知：由Q點知：在三角形CFQ中：在三角形NHQ中： 在三角形HKQ中：在四邊形HNQK：因此：，并且它應該可以是在后面的設計中確定。3.4 特殊工作位置計算3.4.1 最大挖掘深度H1max圖3-6 最大的挖掘深度通過上面我們知道，當動臂液壓缸都往回縮進去，并且F, Q, V三點在同一條直線上同時是在垂直的地方的時候，V點的Y軸坐標值就是最大挖掘深度，那么依據(jù)圖3-6的最大挖掘深度我們可以得出下面的關系式: 3.4.2 最大卸載高度H3max3-7 最大的卸載高度通過上面我們知道，當斗桿液壓缸都往回縮進去，而且動臂液壓缸都全部伸出來，還有就是QV連線處于垂直狀態(tài)，V點的Y軸坐標值就是最大卸載高度，那么依據(jù)圖3-7最大卸載高度我們可以得出下面的關系式: （3-1）3.4.3 水平面最大挖掘半徑R1max圖3-8 停機面最大的挖掘半徑通過上面我們知道，當斗桿液壓缸全都往回縮進去，還有F、 Q、V三個點在同一條直線，斗齒尖V和鉸點C在同一條水平線上面，就是當YC = YV，CV長度就是最大挖掘半徑，依據(jù)圖3-8，我們可以得到最大挖掘半徑R1max關系式如下: : （3-2）上面的關系式子（3-2）中：3.4.4 最大挖掘半徑R2max圖3-9 最大的挖掘半徑在水平面，C、V兩點在最大挖掘半徑工作情況下連線然后繞C點轉(zhuǎn)到水平面得出的就是我們所要求解的挖掘機具有最大挖掘半徑時的工作情況，CV長度就是最大挖掘半徑。3.4.5 最大挖掘高度H2max分析在液壓挖掘機最大挖掘高度H2max時的工作情況，我們通過研究知道它的具體分析方法和液壓挖掘機在最大卸載高度工作情況時的分析方法相同。其實就是液壓挖掘機在最大的卸載高度工作情況下，工作裝置中的鏟斗圍著Q點轉(zhuǎn)動，等到鏟斗液壓缸都往回縮進去，那么得到的就是我們需要找的工作情況，即最大挖掘高度H2max時的工作情況。V點的Y軸坐標值就是最大挖掘半徑值。4 工作裝置挖掘阻力分析4.1 轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計算挖掘阻力，可分為切向分力，與法向分力,其中，法向分力相對很小， （4-1）式中 F1 切削阻力的切向分力；C通過查找相關資料，我們知道這是對土壤的硬度系數(shù)的定義，這個時候如果我們要用于對級土壤的挖掘作業(yè)，那么就可以選值為90；R斗桿和鏟斗相對應的鉸點的圓心一直到鏟斗斗齒尖部的距離，通過相關經(jīng)驗公式，我們已經(jīng)算出它的值為90 cm；max挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；已知max = 47.015；將它定義為：其中一個挖掘位置或工作地方的鏟斗的瞬時的轉(zhuǎn)角；B切削刃寬度影響系數(shù)，；A定義為切削角變化影響系數(shù)，選A = 1.3.；Z帶有斗齒的系數(shù)，取Z =0.75；X定義為斗側壁厚影響系數(shù)，X = 1+0.03S,其中S為側壁厚度，單位為cm 。初步設計時取X = 1.15 ；D在相關資料中被定義為切削刃擠壓土壤的力，由相關的經(jīng)驗統(tǒng)計和參考其它相同斗容量的液壓挖掘機的取值，我們最終選用D = 8000N比較合理。通過研究我們知道如果有的時候，那么實際上就應該存在有鏟斗挖掘工作的最大切向分力，可以得出下面的公式： （4-2） 將各參數(shù)代入式（4-2）得：轉(zhuǎn)斗平均挖掘阻力，按平均挖掘深度下的阻力計算，通過研究那么平均的切削厚度為：平均挖掘阻力為： （4-3）將各參數(shù)代入上式（4-3）得。4.2 斗桿挖掘阻力計算斗桿在挖掘過程中總轉(zhuǎn)角一般為，現(xiàn)取。斗齒尖的行程，實際上是斗桿轉(zhuǎn)角，所對應的弧長，根據(jù)經(jīng)驗公式有：式中 定義為斗桿挖掘時的切削半徑，斗桿與動臂鉸點至斗齒尖距離，單位m。斗桿挖掘時切削厚度按如下公式計算：式中 q鏟斗容量，B鏟斗切削寬度m。斗桿挖掘阻力計算公式如下： （4-4） 式中 為挖掘阻力比，由資料查出，這里級土取,而，開始設計時選,將各參數(shù)用進上式（4-4）得：選成整數(shù)那么：。5 工作裝置基本尺寸的確定5.1 斗形參數(shù)的確定任務書已經(jīng)給出，用于計算鏟斗其它相關的基礎參數(shù)。平均鏟斗寬度由經(jīng)驗公式算出然后我們?nèi)∷闹礏= 0.7 m。鏟斗挖掘半徑由經(jīng)驗公式算出然后我們?nèi)∷闹礡 = 0.8 m。轉(zhuǎn)斗挖掘填滿轉(zhuǎn)角（2）：R、B及2三者，與q之間，有以幾何關系： （5-1）在上面的關系里：相關資料將KS定義為土壤的松散系數(shù)，通過分析我們選它的值為1.25比較合理。把q = 0.18 m3和B = 0.7m寫進上面（5-1）關系里中可以得到：鏟斗簡圖上面的K、Q兩點之間的距離l24和l3的比值被定義為K2：通過研究表明l24的值，會關系到反鏟機構的傳動特性，如果它的值比較小的話，會改變鏟斗機構的機構剛度，查找資料我們知道，應該選之間，所以預選K2 = 0.34是合理的。經(jīng)過大量實驗證明，平常情況取，所以選是合理的。5.2 動臂機構參數(shù)的選擇5.2.1 1與A點坐標的取值開始用動臂彎角。通過經(jīng)驗統(tǒng)計，比較同斗容機型，開始用特性參數(shù)：。鉸點A坐標的取用：5.2.2 l1與l2的選擇 通過統(tǒng)計比較，的值和反鏟裝置的最大挖掘半徑R1的值應該是差不多的，任務書已經(jīng)給出了挖掘機的最大挖掘半徑值R1，K1取為1.8，l3就等于鏟斗挖掘半徑的值。聯(lián)合以下經(jīng)驗公式可以求解： ； （5-2）式中 l1為動臂長， l 2為斗桿長，K1為動臂斗桿長度比。將各參數(shù)代入上式（5-2）得： ；5.2.3 l41與l42的計算在圖3-9中的三角形FZC有： 5.2.4 l5的計算此步計算比較重要，那么選特性參數(shù)就要考慮充分，挖掘機反鏟機構是本次設計的重點，所以要想到可能換用別的機構，而且挖掘機工作時應該有充分的提升力矩，因此選：11的選用值，對特性參數(shù)K4、最大挖掘深度H1max、最大挖高H2max，均有關系，K4的值變小是因為，我們把11的值取大了；11的值過大那么H1max的值也會相應的變大，這里對應反鏟工作的要求，開始取：。斗桿液壓油缸，全縮時：最大，根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計，便于計算，初選：由于采用：單動臂液壓缸，因此，BCZ的取值較大，預選：三角形CZF中：通過前面式（3-1）、（3-2）有： （5-1）式（5-1）中兩式相加，有： （5-2）讓：把A、B的值代入上面式子（5-2）中有：再通過特性參數(shù) （5-3）應該有： （5-4） （5-5）把上面（5-3）、（5-4）、（5-5）三式整合有：由式（5-1）有： 與應該滿足下面條件： 通過前面計算顯然已知、的值，那么寫進上面兩個關系式里我們就可以求解出：動臂部分的求解已經(jīng)初步完成。E20DE2Z5.3 斗桿機構基本參數(shù)的選擇Fl8l9圖5-2斗桿機構通過研究斗桿，依據(jù)圖5-2，我們就能夠?qū)懗龆窏U液壓缸最大作用力臂的表達關系如下所示： 分析發(fā)現(xiàn)，斗桿液壓缸的初始位置的力臂與最大力臂之間可以得出以下關系:越來越小說明越來越大，而且也代表反鏟機構的平均挖掘阻力越來越小。經(jīng)過考慮，要想得來較大的平均挖掘力,就應該盡量減少,所以我們選取是合理的。通過給出圖的幾何聯(lián)系得出: 大量的研究證明EFQ應該在130170之間，所以在這里我們選EFQ=160是合理的；DFZ在反鏟機構上,所以我們通過分析，它結構上的因素,選動臂上的DFZ=10是可以的。5.4 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇5.4.1 基本計算根據(jù)計算所得的鏟斗基本的一些參數(shù)可以求解鏟斗的一些具體的設計尺寸。在下面圖形中：，是等腰三角形；段，應該是直線；弧段，應該是拋物線。直線到點的距離是，拋物線最高的高度是，通過查閱相關資料我們可以取。大量的資料表示斗尖角的值應該是在2030之間，斗側壁角應該是在3050之間，包角選105是合理的。顯然由前面知道：=0.7m、=0.8m。見圖5-3，能夠算出：=0.305m；=0.601m；=0.843 m； =0.774m；=0.025m；=40； =25；=105；=0.543m。側齒的目的就是為了讓鏟斗上面裝的側面鋼板不會和鏟土產(chǎn)生切削運動。通常齒寬0.11=0.11=0.062m；齒長0.260.260.147m；齒距為：=(2.53.5)=(0.1550.217)m,選=0.16m；鏟斗寬度B=0.75m,齒寬與齒距相加的值是0.062+0.16=0.222m。=3.15 , 所以鏟斗應該有4個齒。顯然，為了讓挖機工作，更加順利，我們的鏟斗斗齒，必須保持鋒利。大量事實證明，挖掘級的土壤之后，明顯磨鈍的現(xiàn)象都會存在于齒尖上，這個時候挖掘阻力也將會上升0.51倍。所以，必須及時換用鏟斗的斗齒又或者在鏟斗斗齒刃口上面堆焊適宜的硬質(zhì)合金層，來減少這種現(xiàn)象的發(fā)生。斗齒的制造形式前面已經(jīng)介紹過。通過查閱資料，我們知道對于級土而言，挖掘機鏟斗斗切削角應該在2035之間取值，所以這里用30是合適的；還有就是后角不應該小于5，它的刃角選25合理。圖5-35.4.2 轉(zhuǎn)角范圍計算初始轉(zhuǎn)角：把每個參數(shù)寫進上式有：研究證明，在150180之間取值，我們選是合理的。L3Kl29MG5.4.3 在鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算Nl12l21l2l3VQl24F圖5-4鏟斗結構見圖5-4，通過上面有：所以我們可以根據(jù)條件開始求解L3max 和L3min的確切值。由第四章的計算可知轉(zhuǎn)斗挖掘阻力挖掘阻力F1P所做的W1p： （5-6）根據(jù)前面鏟斗液壓缸，產(chǎn)生的推力所做的功W3： （5-7）根據(jù)功的守恒清楚知道鏟斗油缸推力所做的功W3 要等同鏟斗挖掘阻力所做的功W1p： 即 （5-8）通過上面列出的（5-6）、（5-7）、（5-8）幾個式子，能夠算出：圓整為935mm,則。 余下大多數(shù)是連桿機構尺寸，需要滿足下面幾個條件：1）挖掘力的條件：鏟斗液壓缸的挖掘力應該比鏟斗最大挖掘阻力大一些，在最大理論挖掘力的地方需要V1QV=30。2）幾何方面要兼容。就是確保機構上的的三角形和四邊形在任何時候都應該是合理的。3）l3的全行程中機構不應該有死點，傳動角在恰當?shù)姆秶鷥?nèi)。由上面三個地方的要求，參考一樣斗容量的別的機型的測繪，預取余下的基本尺寸： 先?。耗敲矗悍寸P裝置基礎設計完成。6 工作裝置的結構設計計算6.1 斗桿的結構設計6.1.1 斗桿的受力分析通過分析我們知曉，在斗桿上存在的作用主要是彎矩，那么要實現(xiàn)斗桿的結構求解就需要根據(jù)這些彎矩來。在研究了斗桿的受力和查找了相關資料之后，我們知道，挖掘機進行作業(yè)時，要找出存在的最大彎矩，依據(jù)圖6-1，那么需要根據(jù)下面的工作情況來看：1)當動臂的液壓缸活塞桿底端已經(jīng)到缸底，就是動臂運動到了位置最低的地方的時候。2)最大的力臂出現(xiàn)在了反鏟機構斗桿液壓缸上面。3)動臂和斗桿鉸接處的圓心以及斗桿和鏟斗鉸接處的圓心，這兩個圓心相連而成的一條直線上有鏟斗的斗齒尖端。4)在挖掘工作時，側齒側向一個力，我們叫它Wk。既然這些決定挖掘機存在最大彎矩，就可以知道上面的工作情況之下應力也應該是最大的。通過研究反鏟機構，下面圖6-2中可以看到分析的鏟斗受力情況。挖掘機在這個工作情況下的力分析之后應該知道有：重力Gi，是每個反鏟機構的部件的；挖掘阻力，是鏟斗上出現(xiàn)的，當然缺不了：側向阻力W3、法向阻力W2、切向阻力W1這些力。圖6-1 斗桿危險工況FNG3W1W2PdHKQ圖6-2 鏟斗受力，是在研究了動臂液壓缸都往里面縮進去的時候，查閱資料得出的，由上面圖6-2可知 CF的向量可以表達為： 求出：，預選。在中：解得在CDEF中： EFQ在前一章節(jié)已經(jīng)初定為160由以上的角度關系知： 則由前面3.3.1可得出那么能夠算出在這個時候的鏟斗的理論挖掘力： 切向阻力W1初選該工況下，鏟斗重心到鉸點Q：水平距離我們研究鏟斗，對Q點取矩，則有：法向阻力W2 的求解工作裝置所受重力對C點取矩有：W1到C點的距離r0： W2到C點的距離r1：法向阻力W2，決定于動臂油缸的閉鎖力F1 ，研究反鏟機構，則有：解得：斗桿油缸作用力P2g的計算向量在X軸上的模值：在對斗桿進行分析的第一個圖6-1，我們就研究斗桿（鏟斗和連桿機構），那么可以最終得出：，P2是斗桿上面存在的閉鎖力，它稍微小于P2g。橫向挖掘阻力WK的求解回轉(zhuǎn)裝置的制動器承受的力就是我們要求解的WK，所以在我們看來，WK的最大值就應該是回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩所確定的。故要先計算出制動力矩。地面附著力矩M：（其中 = 0.55） = 60000.55104/3 = 0.71105 因為根據(jù)任務書我們可以知道挖掘機選取的應該是液壓制動，那么經(jīng)過經(jīng)驗公式的計算就能夠得到出現(xiàn)在回轉(zhuǎn)機構上的最大制動力矩 MB如下所算： 在下圖6-3中的Q點上的作用力矩和作用力就是MQx、MQy、RQx 、RQy的求解我們可以看到如下所示：我們研究連桿裝置，在下圖可以看到，那么：P3HNRkKQX2Y2RN圖6-3 連桿機構 （6-1）由上式（6-1）可解得：研究鏟斗機構，將V點，看成新坐標原點，VK應該是X3軸，那么，過V點與VK垂直的直線，就應該是Y3，然后建立：X3O3Y3的坐標。那么，計算過程如下：在下圖6-4中N點處有作用力矩和作用力RNx 、RNy存在，那么它們的求解如下：通過研究連桿機構和曲柄，那么F3RNyHNRNxK圖6-4曲柄和連桿受力圖計算求解如下：6.1.2 結構尺寸的計算通過分析我們可以看出來最大的應力應該是存在于危險截面，研究發(fā)現(xiàn)危險截面就是在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面，所以最先要對這個截面進行設計求解，然后完成剩下尺寸的求解。斗桿寬度、鋼板厚度、許用應力的選取預選取斗桿的寬度為，是合理的。挖掘機的制造鋼板的厚度在國內(nèi)通常是，預取底板厚度，見圖6-5。圖6-5通過查找相關資料，得出的結論是一般挖掘機選用16Mn作為反鏟機構的鋼材，它的屈服極限高，機械性能好，屈服極限是。安全系數(shù)：，安全許用應力：斗桿危險截面處高度的計算：危險截面的有效面積：該截面對y軸的慣性矩: 該截面對z軸的慣性距: 橫截面總面積:該危險截面所受到的正應力:由前面受力分析計算已知：FN=2.38105N，那么：最大彎曲正應力:由前面受力分析計算已知：My=2.43105 由前面受力分析計算已知：Mz=2.61105 ，那么： 合應力應該是:剪應力小，忽略不計，那么，由下面的關系式：根據(jù)上面計算、的幾個關系等式，計算得出。根據(jù)上面的一系列的求解，我們已經(jīng)能夠使用CAXA軟件把斗桿圖畫出來。6.2 動臂結構設計動臂結構的分析方法和斗桿的相同，就是需要找出它上面存在的最大應力，根據(jù)最大應力處的截面尺寸，畫出動臂的結構圖，顯然這個截面就是我們要尋找的危險截面。接著把這個當作基本就能夠求解到動臂上的余下參數(shù)。6.2.1 危險工況受力分析通過對力進行分析和實驗證實,動臂上會存在的最大載荷的工作情況要滿足下面要求：1)動臂油缸全縮。2)點V應該存在于，點F、Q之間連線的延長線上，此線平行于Y軸。3)顯然，在進行挖掘工作時，鏟斗的斗邊會遇到障礙物。上面所講的就是具有最大的挖掘深度的作業(yè)情況。反鏟機構的簡單圖示依據(jù)圖6-6。圖6-6 第一工況W1的求解：因為點V應該存在于點F、Q之間連線的延長線上，此線平行于Y軸，所以連桿裝置的傳動比是不會變的，又由于鏟斗油缸對C點所產(chǎn)生的力矩相對于鏟斗的重力繞Q點所產(chǎn)生的力矩而言太大了，所以W1的值在這個情況之下是不會變的，所以還是W1=105N。W2的求解：在此工況下時：,（前面的計算中已經(jīng)得出）通過研究全部反鏟機構，那么計算如下：因為求解到是負數(shù)，那么就可以知道在這樣的情況下鏟斗液壓缸挖掘力不能充分發(fā)揮出來，為了可以讓挖掘機的鏟斗發(fā)揮出最大挖掘力，所以我們應該繼續(xù)轉(zhuǎn)動點E。通過求解和計算，我們可以知道=-3000mm的時候，就是鏟斗油缸發(fā)揮出最大的挖掘力的時候。圖6-7 實際工作時第一工況我們分析之后知道，這個工作情況是通過在工作情況之下，轉(zhuǎn)動斗桿液壓缸出現(xiàn)的。除了第2點中點V應該存在于點F、Q之間連線的延長線上，此線平行于Y軸換為=-3000mm這個改變，余下的那些條件都是不會改變的，如上圖6-7看見的。這個工作情況里，動臂液壓缸斗往回縮進去，又根據(jù)以前的計算，那么可以求解到： 解得：DEF中，通過幾何關聯(lián)那么就是：算出 ,又所以能夠知道：與的求解：因為。重力對C點的矩：（這個重力是反鏟機構每個部件所受到的）：如果將全部反鏟的機構當作思考的模型，那么：意即這個時候只是動臂和鏟斗油缸工作。即動臂鉸點作用力的求?。貉芯窟B桿機構、斗桿、鏟斗，那么我們可以得出下面的關系式，求解出： 鉸點的求解： 附加彎矩與扭矩的求解過程如下所示（上動臂和下動臂的）：和W之間所成的夾角我們知道應該是， 與W之間所成的夾角我們知道應該是,通過研究之后那么我們知曉，在坐標系上沿坐標軸的分力可以用下式求解： 所產(chǎn)生的橫向彎矩M：所產(chǎn)生的附加橫向彎矩M：求解出來知道，在坐標系上，沿坐標軸的分力，就是如下所示： 所產(chǎn)生的附加橫向彎矩：所產(chǎn)生的附加扭矩：6.2.2 內(nèi)力和彎矩的求解上動臂所受到的軸向力:上動臂所受到的剪力:上動臂所受到的軸向彎矩:下動臂所受到的軸向力:下動臂所受到的剪力:下動臂所受到的軸向彎矩：6.2.3 結構尺寸計算通過分析我們可以看出來最大的應力應該是存在于危險截面，研究發(fā)現(xiàn)危險截面就是動臂拐點處，因為在這個地方動臂受到的應力應該是最大的。所以首要就是要選擇這個截面完成計算，接著把這個結果當作基礎，接著求解就可以畫出動臂的結構圖。查閱大量資料，聯(lián)系現(xiàn)實，我們能根據(jù)經(jīng)驗，然后預?。簞颖鄣装宓膶挾龋旱装宓暮穸龋哼x上動臂側板的厚度，因為我們分析知道，動臂承受的載荷非常大，又由于下動臂所承受的載荷相對上動臂小一些，還有就是考慮到方便制造與裝配，那么就可以取也是適宜的。見圖6-8。圖6-8許用應力的選?。簞颖垆摪暹x用的材料，通常為挖掘機中選取的低合金結構鋼16Mn，屈服極限，安全系數(shù)選那么許用應力：危險截面所圍成的面積：危險截面所圍成的有效面積：則上動臂的有效面積：下動臂的有效面積：對Y軸的慣性矩（上動臂危險截面）:下動臂危險截面對Y軸的慣性矩:上動臂危險截面對Z軸的慣性矩:相同的，動臂危險截面對Z軸的慣性矩:上動臂危險截面中:拉伸軸向力所產(chǎn)生的正應力：彎曲所產(chǎn)生的正應力：由應力的合成有：則。利用作圖法和已知尺寸就能夠畫出大概的動臂圖，尺寸優(yōu)化之后就能夠得出最終的動臂結構圖。 6.3 鏟斗的設計6.3.1 鏟斗斗形尺寸的設計查閱大量相關資料，我們通過經(jīng)驗來預取：。那么通過前面計算，下底板的斗形方程為：；所以上頂板的斗形方程為：；分析過后我們可以求解出來鏟斗拋物線部分的方程應。6.3.2 鏟斗斗齒的結構計算鏟斗斗齒的設計我們通過研究分析之后知道應該根據(jù)最大彎矩來進行，然后我們經(jīng)過分析它的受力，找到了這個最大彎矩存在的地方，就是在與鏟斗斗體連接之處。見圖6-9。由下式求解:：斗齒厚度；: 挖掘阻力；：斗齒尖到斗體的距離；：斗齒的許用應力: 斗齒寬度； : 鏟斗的厚度。 則。圖6-9 斗齒鏟斗的尺寸求解出來以后，能夠通過CAXA軟件把鏟斗圖畫出來。7 挖掘機液壓傳動部分計算由前面所學的知識可知,挖掘機的液壓系統(tǒng)是依據(jù)液壓挖掘機工作裝置與其它的機械構造的傳動之需求，將所需要的液壓元件經(jīng)過管路有機地接在一起的組合。液壓系統(tǒng)由動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油這幾個部分構成。設計挖掘機的液壓系統(tǒng)，就要選擇恰當?shù)囊簤涸?，這很重要。7.1 確定液壓系統(tǒng)類型從任務書中給定的系統(tǒng)工作壓力和參考其它相似的挖掘機液壓系統(tǒng),確定用雙齒輪泵單回路定量系統(tǒng)。7.2 液壓系統(tǒng)的傳動求解和液壓元件的取用7.2.1 液壓系統(tǒng)首要參數(shù)的確認通過查找資料,我們可以清楚地知道，液壓系統(tǒng)的工作壓力,流量，液壓系統(tǒng)的功率就是首要的幾個參數(shù)。通常，設計系統(tǒng)過程中，分析后我們發(fā)現(xiàn)，一般，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力，還有根據(jù)每個執(zhí)行元件的運動速度，來計算流量的值。任務書已經(jīng)給出14000KPa。7.2.2 挖掘機液壓缸作用力的確定要得出最終的液壓缸的尺寸值，就應該先計算動臂液壓缸，斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸它們所受的力，而這些力需要根據(jù)反鏟