小型履帶液壓挖掘機工作裝置的結(jié)構(gòu)設計及其運動學分析

1、目 錄摘要.1第一章 緒論.11.1 小型挖掘機的發(fā)展現(xiàn)狀.21.2 小型挖掘機工作裝置簡介.3第二章 總體方案設計32.1 工作裝置構(gòu)成及工作原理.32.2 工作裝置坐標設定.62.3 工作裝置各部分方案選擇62.3.1 動臂種類選擇62.3.2 動臂油缸布置方案選擇82.3.3 鏟斗與鏟斗油缸的連接方案選擇82.3.4 鏟斗結(jié)構(gòu)形式及斗齒的安裝形式.82.4 設計基本參數(shù)以及設計作業(yè)范圍.9第三章 工作裝置運動學分析.93.1 動臂的運動分析 93.2 斗桿的運動分析.113.3 鏟斗的運動分析.123.4 特殊工作位置計算.113.4.1 最大挖掘半徑.113.4.2 最大挖掘深度.14

2、3.4.3最大卸載高度.153.4.4 最大挖掘高度.163.5 工作范圍包絡圖 .16第四章 基本尺寸的確定.184.1 斗形參數(shù)的選擇.184.2 動臂機構(gòu)參數(shù)的選擇.184.3 斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇.204.4 連桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇.21第五章 工作裝置結(jié)構(gòu)受力分析與校核.265.1 挖掘阻力分析.265.1.1 鏟斗挖掘切向阻力計算.275.1.2 斗齒側(cè)向力分析.285.2 工作裝置結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹.285.2.1 斗桿結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹.285.2.2 動臂結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹.295.3 斗桿的力學分析.295.3.1 斗桿工況1受力計算及內(nèi)力圖的繪制.295.3

3、.2 斗桿工況2受力計算以及內(nèi)力圖的繪制.335.4 斗桿強度校核355.4.1截面1的幾何性質(zhì)以及應力計算355.4.2 截面2的幾何性質(zhì)以及應力計算365.4.3 截面3的幾何性質(zhì)以及應力計算385.5 動臂力學分析.395.5.1 動臂工況1受力計算及內(nèi)力圖的繪制395.6 動臂強度校核.42參考文獻.43二維cad圖紙以及三維pre圖紙,請聯(lián)系:xinanchong小型履帶液壓挖掘機工作裝置的結(jié)構(gòu)設計及其運動學分析摘要：液壓挖掘機是工程機械的一種主要類型，廣泛應用在房屋建筑、筑路工程、水利建設、港口建設、國防工程等土石方施工和礦山采掘之中。反鏟液壓挖掘機是挖掘機械中最重要的機種之一，主

4、要應用于挖掘停機面以下的土壤。液壓挖掘機反鏟裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要部分，其結(jié)構(gòu)的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。本文根據(jù)液壓挖掘機反鏟裝置的結(jié)構(gòu)特點,工作原理以及對典型工況的分析，總結(jié)了挖掘機工作裝置性能要求和設計原則 ，然后對其各主要構(gòu)件進行了方案選擇以及運動學分析，并確定各鉸點之間的距離，用CAD軟件繪出其連桿模型。接著根據(jù)連桿模型并結(jié)合其他機械設計知識畫出工作裝置的二維圖紙，最后根據(jù)圖紙上的具體結(jié)構(gòu)尺寸對工作裝置的主要部件進行校核.關鍵詞:液壓挖掘機；工作裝置；運動學分析；結(jié)構(gòu)設計The structural design and kinematic analy

5、sis of the small crawler hydraulic excavatorAbtract：As 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, ete

6、The excavator with a backhoe d is mainlyused 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 paper

7、, which is based on the structural features of hydraulic backhoe excavator、 working principle and the analysis of typical conditions, summed up the excavator working equipment performance requirements and design principles. Secondly, selected the program and conduct the kinematic analysis of all the

8、 major components of working equipment，and determined the distance between the hinge points，and then used the CAD software to draw the link eodel ；Thirdly，drew two-dimensional drawings of the work equipments；Finally, according to the drawings specific dimensions, check the main components of working

9、 device. Key words：hydraulic excavator；working equipment；kinematic analysis；structural design第一章 緒 論1.1小型挖掘機的發(fā)展現(xiàn)狀小型挖掘機屬于單斗挖掘機，是鏟土運輸工程機械中的一種，因其重量輕，挖掘力大，操縱簡單，靈活，安全，轉(zhuǎn)移方便，被廣泛于用于小型建筑施工、公路養(yǎng)護、地鐵隧道等工程。在工業(yè)發(fā)達國家中，因基礎設施完善，已進入維護保養(yǎng)階段，小型機械銷量遠遠超過了中大型機械，小型挖掘機更是其它機械無法相比的。1我國的挖掘機行業(yè)經(jīng)過50余年的發(fā)展，從無到有，從小到大，目前發(fā)展十分迅速，初具規(guī)模，現(xiàn)在主

10、要廠家有徐挖、柳工、常林、玉柴、南特、撫挖、臨工、詹陽、振宇、三一、中聯(lián)、山河智能等。其中貴陽詹陽機械有限公司主要產(chǎn)品是輪胎式挖掘機，玉柴、山河智能主要以小型挖掘機為主并大部分用于出口。而徐挖、撫挖是挖掘機制造的領頭羊，徐挖的挖機銷售在國內(nèi)廠家中領先.目前小型挖掘機生產(chǎn)的知名企業(yè)如表1所示主要分布在日本、歐洲、美國、韓國等國家和地區(qū)，它們具備強大的專業(yè)設計、制造能力，如日本的小松、久保田、洋馬，美國的凱斯、山貓，德國的阿特拉斯、雪孚，英國的JCB、瑞典的沃爾沃，韓國的斗山、現(xiàn)代等企業(yè)。1表1 國內(nèi)外小型挖掘機品牌及產(chǎn)品1.2 小型挖掘機工作裝置簡介液壓挖掘機工作裝置的形式是直接用來挖掘作業(yè)的施

11、工工具，它利用液壓缸伸縮來完成動臂升降、斗桿推拉和轉(zhuǎn)斗，其動作接近于人的手腕動作2，液壓挖掘機的工作裝置種類繁多，可多達100多種1，最常用的是反鏟和正鏟2。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(gòu)組成的具有三自由度的六桿機構(gòu)，動臂與斗桿是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，內(nèi)部一般加隔板以增加強度和剛度， 鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。動臂結(jié)構(gòu)一般可分為整體式和組合式兩大類，整體單動臂目前應用最廣泛，其又可以分為直臂和彎臂兩種形式；組合式動臂是在整體式的基礎上發(fā)展起來的，作業(yè)尺寸和挖掘力可以根據(jù)工作條件隨意調(diào)整，而且調(diào)整時間短，可滿足各種工作裝置的需求，也可分為兩類：一類

12、是長動臂配短斗桿，另一類是短動臂配長斗桿。2 工作裝置的動臂油缸一般布置在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉(zhuǎn)臺的鉸點）設在轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺平面，常見的有兩種布置方式即油缸前傾布置方式和油缸后傾后置方式1,動臂與動臂油缸活塞桿端部的鉸點布置通常有兩種形式，一種是布置在端部彎角的下部，采用支耳與動臂相連，這樣布置不會削弱動臂的結(jié)構(gòu)剛度，一般只布置一個油缸，小型挖掘機一般采用這種方式； 另一種是布置在動臂箱體的中部，可增大動臂的下降幅度，并且在動臂的兩次各布置一個，這樣的雙動臂油缸在結(jié)構(gòu)上起到加強筋的作用，提升力也大大增加，大型挖掘機一般采用這種方式。第二章 總體方案設計2.1 工

13、作裝置構(gòu)成及工作原理圖1 工作裝置組成圖 其中1-鏟斗；2-斗齒；3-連桿； 4-搖桿； 5-鏟斗油缸； 6-斗桿；7-動臂；8-動臂油缸； 9-斗桿油缸圖1為液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗連桿、斗桿、動臂、相應的三組液壓缸等組成。動臂下鉸點鉸接在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。為了增大鏟斗的轉(zhuǎn)角，鏟斗液壓缸一般通過連桿機構(gòu)（即連桿和搖桿）與鏟斗連接。反鏟液壓挖掘機的工作過程為:先下放動臂至挖掘位置，然后轉(zhuǎn)動斗桿及鏟斗，當挖掘

14、至裝滿鏟斗時，提升動臂使鏟斗離開土壤，邊提升邊回轉(zhuǎn)至卸載位置，轉(zhuǎn)斗卸出土壤，然后再回轉(zhuǎn)至工作位置開始下一次作業(yè)循環(huán)2。液壓挖掘機的反鏟裝置主要用于挖掘停機面以下土壤(基坑、溝壕等)。其挖掘軌跡決定于各油缸的運動及其相互配合情況。通常情況下，分為動臂挖掘、斗桿挖掘、轉(zhuǎn)斗挖掘等幾種情況3。1動臂挖掘當采用動臂油缸工作來進行挖掘時(斗桿和鏟斗油缸不工作)可以得到最大的挖掘半徑和最長的挖掘行程。此時鏟斗的挖掘軌跡系以動臂下鉸點為中心，斗齒至該鉸點的距離為半徑所作的圓弧線。其極限挖掘高度和挖掘深度(不是最大挖掘深度)即圓弧線之起終點，分別決定于動臂的最大上傾角和下傾角(動臂與水平線之夾角)，也即決定于動

15、臂油缸的行程。由于這種挖掘方式時間長而且由于穩(wěn)定條件限制挖掘力的發(fā)揮，實際工作中基本上不采用。2斗桿挖掘當僅以斗桿油缸工作進行挖掘時，鏟斗的挖掘軌跡為圓弧線，弧線的長度與包角決定于斗桿油缸的行程。當動臂位于最大下傾角，并以斗桿油缸進行挖掘工作時，可以得到最大的挖掘深度尺寸，并且也有較大的挖掘行程。在較堅硬的土質(zhì)條件下工作時，能夠保證裝滿鏟斗，故挖掘機實際工作中常以斗桿油缸工作進行挖掘。3轉(zhuǎn)斗挖掘當僅以鏟斗油缸工作進行挖掘時，鏟斗的挖掘軌跡也為圓弧線，弧線的包角及弧長決定于鏟斗油缸的行程。顯然，以鏟斗油缸工作進行挖掘時的挖掘行程較短，如使鏟斗在挖掘行程結(jié)束時裝滿土壤，需要有較大的挖掘力以保證能挖

16、掘較大厚度的土壤。所以一般挖掘機的斗齒最大挖掘力都在采用鏟斗油缸工作時實現(xiàn)。采用鏟斗油缸挖掘常用于清除障礙，挖掘較松軟的土壤以提高生產(chǎn)率。因此，在一般土方工程挖掘中，轉(zhuǎn)斗挖掘較常采用。在實際挖掘工作中，往往需要采用各種油缸的聯(lián)合工作3。挖掘機工作裝置各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿，對工作裝置進行適當簡化處理如圖所示。圖2 工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖挖掘機的工作裝置經(jīng)上面的簡化后實質(zhì)是一組平面連桿機構(gòu)，自由度是3，即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。2.2 工作裝置坐標設定（見圖2）圖中的各參數(shù)的

17、含義說明如下：A表示動臂油缸與回轉(zhuǎn)平臺的鉸點；B表示動臂油缸與動臂的鉸點；C表示動臂與回轉(zhuǎn)平臺的鉸點；D表示斗桿油缸與動臂的鉸點；E表示斗桿油缸與斗桿的鉸點；F表示動臂與斗桿的鉸點；G表示鏟斗油缸與斗桿的鉸點；M表示鏟斗油缸與連桿機構(gòu)的鉸點；N表示連桿機構(gòu)與斗桿的鉸點；Q表示斗桿與鏟斗的鉸點；K表示連桿機構(gòu)與鏟斗的鉸點；V表示鏟斗的齒尖。所建立的總體坐標系的x軸是停機水平面，Y軸通過回轉(zhuǎn)平臺的回轉(zhuǎn)中心并垂直于x軸，o點為總體坐標系的原點也即x軸與Y軸的交點。42.3 工作裝置各部分方案選擇2.3.1 動臂種類選擇動臂是反鏟工作裝置的主要部件，一般可以分為組合式和整體式， 目前采用得多的是整體式

18、動臂2。組合式動臂如圖3所示，組合式動臂用輔助連桿或液壓缸或螺栓連接而成。上、下動臂之間的夾角可用輔助連桿或液壓缸來調(diào)節(jié)，雖然使結(jié)構(gòu)和操作復雜化，但在挖掘機作業(yè)中可隨時大幅度調(diào)整上、下動臂之間的夾角，從而提高挖掘機的作業(yè)性能，尤其在用反鏟或抓斗挖掘窄而深的基坑時，容易得到較大距離的垂直挖掘軌跡，提高挖掘質(zhì)量和生產(chǎn)率。組合式動臂的優(yōu)點是，可以根據(jù)作業(yè)條件隨意調(diào)整挖掘機的作業(yè)尺寸和挖掘力，且調(diào)整時間短。此外，它的互換工作裝置多，可滿足各種作業(yè)的需要，裝車運輸方便。其缺點是質(zhì)量大，制造成本高3 ,故本次設計不采用。圖3 組合式動臂整體式動臂的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，輕巧，質(zhì)量輕而剛度大。其缺點是更換的工作裝

19、置少，通用性較差。多用于長期作業(yè)條件相似的挖掘機上。整體式動臂又可分為直動臂和彎動臂兩種。其中的直動臂結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕、制造方便，主要用于懸掛式液壓挖掘機，但它不能使挖掘機獲得較大的挖掘深度，不適用于通用挖掘機；彎動臂是目前應用最廣泛的結(jié)構(gòu)型式，與同長度的直動臂相比，可以使挖掘機有較大的挖掘深度，但降低了卸土高度，這正符合挖掘機反鏟作業(yè)的要求5。經(jīng)比較，選擇整體彎動臂。圖4 整體直動臂 圖5 整體彎動臂2.3.2 動臂油缸布置方案選擇動臂油缸一般布置在動臂的前下方，有兩種具體布置方式，油缸前傾布置方案，即當動臂油缸全伸出，將動臂舉伸至上極限位置時，動臂油缸軸線向轉(zhuǎn)臺前方傾斜；油缸后傾布置方案，

20、即當動臂油缸全伸出，將動臂舉伸至上極限位置時，動臂油缸軸線向轉(zhuǎn)臺后方傾斜，兩種方案中，在動臂油缸作用力相同時，后傾方案能得到較大的動臂作用力矩2,因此，本次設計采用油缸后傾布置方案。 臂與動臂油缸活塞桿端部的鉸點布置通常有兩種形式，一種是單動臂布置在端部彎角的下部，小型挖掘機常見；另一種是雙動臂油缸布置在動臂箱體的中部，這樣的雙動臂油缸在結(jié)構(gòu)上起到加強筋的作用，提升力也大大增加。由于本次設計的是小型挖掘機，故本次設計采用單動臂油缸。2.3.3 鏟斗與鏟斗油缸的連接方案選擇本方案中采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(zhuǎn)角，改善了機構(gòu)的傳動特性。該布置

21、中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖6所示。圖6 鏟斗連接布置示意圖其中1-斗桿； 2-連桿機構(gòu)； 3-鏟斗2.3.4 鏟斗結(jié)構(gòu)形式及斗齒的安裝形式鏟斗結(jié)構(gòu)的基本要求51)鏟斗的縱向剖面形狀應適應挖掘過程各種物料在斗中運動規(guī)律，有利于物料的流動，使裝土阻力最小，有利于將鏟斗充滿。2)裝設斗齒，以增大鏟斗對挖掘物料的線比壓，斗齒及斗形參數(shù)具有較小的單位切削阻力，便于切入及破碎土壤。斗齒應耐磨、易于更換。3)為使裝進鏟斗的物料不易掉出，斗寬與物料直徑之比應大于4：1。4)物料易于卸凈，縮短卸載時間，并提高鏟斗有效容積。鏟斗的斗齒采用裝配式，國產(chǎn)挖機其形

22、式有螺栓連接式和橡膠卡銷式5,8，如圖所示。斗容量小于或等于0.6立方米時多采用前者，斗容量q大于或等于0.6立方米時多采用后者圖7 斗齒安裝形式本次設計的標準鏟斗容量為0.21立方米故選擇螺栓連接安裝形式。2.4 設計基本參數(shù)以及設計作業(yè)范圍基本參數(shù)為：工作質(zhì)量6000Kg，斗容量0.21 m3，鏟斗挖掘力45kN，斗桿挖掘力33kN。設計作業(yè)范圍：最大挖掘半徑6090mm，最大挖掘高度5745mm，最大卸載高度3950mm ，最大挖掘深度3800mm。第三章 工作裝置運動學分析3.1 動臂的運動分析 圖8 動臂擺角范圍計算簡圖圖9 F點坐標計算簡圖動臂的擺角是動臂油缸長度L1的函數(shù)，動臂上

23、任意一點在任意時刻的坐標值也都是L1的函數(shù)。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。設特性參數(shù)=/，=/ 如圖所示，當L1= L1min時得在ACB中，據(jù)余弦定理知： = 當=時則得：= 動臂的擺角范圍為：=-=- 動臂的瞬時轉(zhuǎn)角為：= 不難列出動臂上任意一點的坐標方程，現(xiàn)在只推導F點的坐標方程。 當F點在水平線CU之下時為負，否則為正。F點的X坐標方程為： F點的Y坐標方程為： 這里C點的Y坐標值可由圖得到：XC = XA-l

24、5COS11 YC = YA+l5Sin11 動臂油缸的作用力臂： e1 = l5SinCAB 顯然動臂油缸的作大作用力臂為，這時。 3.2 斗桿的運動分析 斗桿的位置參數(shù)是L1和L2的函數(shù)。這里暫時先討論斗桿相對于動臂的運動，也即只考慮L的影響。斗桿機構(gòu)與動臂機構(gòu)性質(zhì)類似，它們都是四桿機構(gòu)，但連桿比例不同。如下圖所示，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。圖10 斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖其中D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點；E油缸與斗桿的鉸點； 斗桿擺角.當斗桿油缸全伸時，取得：當斗桿油缸全縮時，取得： 擺角 斗桿的作用力臂e2: 斗

25、桿油缸最大作用力臂，取得：3.3 鏟斗的運動分析鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖所示， Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為搖桿與斗桿的鉸點， H點為搖桿，油缸與連桿的鉸點。1）傳動比計算利用上圖，可以知道求得以下的參數(shù)：鏟斗油缸對N點的力臂r1=NHsinGHN 其中, NH和HG由設計時確定。連桿HK對N點的力臂r2=NHsinKHN其中：KHN=NHQ+KHQ , FN,NG,GF均在設計中得到。HK,QH均在設計中得到連桿HK中的力對Q點的力臂為r3 = l24sinHKQ 挖掘阻力對Q點的力

26、臂為r4=l3=QV連桿機構(gòu)傳動比i = （r1r3）/（r2r4） 顯然上式中可知，i是鏟斗油缸長度L3(即GH)的函數(shù)，用L3min代入可得初傳動比i0，L3max代入可得終傳動比iz。鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為： 3 =NQK+KQV ，KQV由設計確定。當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角3max和3min，于是得鏟斗的瞬間轉(zhuǎn)角:3 = 3-3min 3.4 特殊工作位置計算3.4.1 最大挖掘半徑R1圖11 最大挖掘半徑計算簡圖 其中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

27、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 如圖11所示，當斗桿油缸全縮時，F(xiàn)、 Q.、V三點共線，且斗齒尖v和鉸點C在同一水平線上，即YC= YV，得到最大挖掘半徑R1為:R1=XC+ 3.4.2 最大挖掘深度H1max圖12 最大挖掘深度計算簡圖其中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；V-鏟斗斗齒尖.如圖12示，當動臂全縮時，F(xiàn), Q, V三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: -H1m

28、ax = YVmin = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 =YC+l1Sin(1min-2-11)l2l3 3.4.3最大卸載高度H3max圖13 最大卸載高度計算簡圖如圖13所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為: 3.4.4 最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點旋轉(zhuǎn)直到鏟斗油缸全縮為止，如下圖所示：圖14 最大挖掘高度計算簡圖3.5 工作范圍包絡圖 包絡圖是挖掘機在任一正常位置時，所能控制到的工作范圍，即斗齒尖所能到達的最大區(qū)域，如圖所示。它取決于工作裝置的結(jié)構(gòu)尺寸和各控制油缸的工作尺寸。當

29、采用動臂液壓缸工作來進行挖掘時(斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸不工作)可以得到最大的挖掘半徑和最長的挖掘行程。此時，鏟斗的挖掘軌跡以動臂下鉸點為中心，斗齒尖至該鉸點的距離為半徑而作的圓弧線，其極限挖掘高度和挖掘深度即挖掘機工作裝置變量化3D建模與CAD研究圓弧的起、終點，分別決定于動臂的最大上傾角和下傾角，也即決定于動臂液壓缸的行程。當僅以斗桿液壓缸工作進行挖掘時，鏟斗的挖掘軌跡以動臂與斗桿的鉸點F為中心，斗齒至該鉸點的距離為半徑所作的圓弧，同樣，弧線的長度與包角決定于斗桿液壓缸的行程。挖掘機如果僅以鏟斗液壓缸工作進行挖掘時，挖掘軌跡是以鏟斗與斗桿的鉸點Q為中心，該鉸點至斗齒尖的距離為半徑所作的圓弧，

30、同理，圓弧線的包角及弧長決定于鏟斗液壓缸的行程。在實際挖掘工作中，往往需要采用各液壓缸的聯(lián)合工作。圖15 工作范圍包絡圖第四章 基本尺寸的確定4.1 斗形參數(shù)的選擇圖16 斗型示意圖 斗容q,平均斗寬B，挖掘半徑R和轉(zhuǎn)斗挖掘裝滿角度是鏟斗的四個主要參數(shù)。他們間的關系2,5為： 一般土壤松散系數(shù)=1.25，因為我國標準斗容指堆尖容量，所以裝滿系數(shù)不再考慮。斗容量q：設計主參數(shù)已經(jīng)給出q=0.21立方米平均都寬B：查文獻5的P75表-以及文獻2的P28的公式3-11即B=（1.01.4），取B=0.7m。挖掘裝滿角度：根據(jù)文獻5的P75及文獻2的P28取2=90故由前面公式計算得到R= 0.92m

31、，從而l3=R=920mm。 4.2 動臂機構(gòu)參數(shù)的選擇1）11的取值對特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大11會使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求1，初選11 = 62。參考文獻5的P76取動臂彎角1 = 120，動臂轉(zhuǎn)折處的長度比k3 = 1.2（k3 = L42/L41），參考文獻5的P72取k1=1.8.A點由底盤和轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)決定，初選：XA = 890 mm,YA = 880mm, 初取l5=407mm,則由前面公式得 XC = XA-l5COS11 =700mm，YC = YA+l5Sin11 =1240mm 2）動臂長度與斗桿長度

32、的選擇參照文獻5的P80知道斗桿油缸全縮時，CFQ =32最大，常選32max = 160180，本次設計取32max=160 由已給定的最大挖掘半徑R1、已初步選定的l3和k1，在最大挖掘半徑處，簡圖如下：根據(jù)余弦定理得， 上式中只有l(wèi)2是未知的，因而解之得，l12=1625mm，則l1 = k1l2 = 1.8 1625= 2930mm3）l41與l42的計算如圖2，在三角形CZF中：l42 = k3l41 = 1.21536 = 1843 mm3 9= ZFC = COS-1（l422+l12l412）/2l1l42 =27參照文獻5的P80取k4 = 0.31由于采用動臂單液壓缸初取B

33、CZ = 8如圖2，在三角形CZF中：ZCF= -1-39 = 180-120-27 =33a2=BCF=3=ZCF-ZCB =33-8 =25由前面的計算有H3max= Yc+l1Sin（1max-2-11）+l2 Sin（1max+32 max -11-2-） l3 -H1max =YC+L1Sin21minl2l3 = Yc+l1Sin(1min-2-11)l2l3 兩式相減，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）=

34、0 又特性參數(shù)k4 = Sin1max/ 1Sin1min 聯(lián)立以上方程，解方程解得： 1max = 160，1min = 43.3 而1min與1max需要滿足以下條件1min=COS-1（2+1-2）/2 1max= COS-1（2+1-122）/2 將1max 、1min 的值代入以上公式中得： = 3.27 = 2.65而+ 1= 3.65 （1 + ）/ = 4.127/22.65 = 1.63 1 （1= 1.6）、滿足4-10、4-11兩個經(jīng)驗條件，說明、的取值是可行的。則l7 = l5 = 3.27 407 = 1330mm L1min =l5 = 2.65 407 =1078

35、mmL1max =1 L1min = 1.61078 = 1725mm 初取DFZ=5。至此，動臂機構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。4.3 斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇圖17 斗桿機構(gòu)基本參數(shù)計算簡圖其中D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；F:動臂的上鉸點；2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.由給定的參數(shù)知，斗桿挖掘力PGmax=33kN 設斗桿油缸的油壓為18MPa，缸徑為110mm，則斗桿油缸的工作推力N取整個斗桿為研究對象，根據(jù)文獻5的P86可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 33103 （1625+920）

36、/170973=490mm又文獻5的P86知斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關系:e20/e2max = l9COS(2max/2)/l9 = COS (2max/2) 由上式知, 2max越大,則e20越小,平均挖掘力也就越小.故初取2max = 120。如上圖取e20=e2z則由幾何關系有:L2min = 2l9Sin (2max/2)/(2-1) = 2490Sin 60/(1.7-1) = 1212L2max = L2min + 2l9Sin (2max/2) = 1212490Sin 60 = 2060mm在三角形DEF中，由余弦定理得當斗桿油缸力臂最大時，DE

37、F=90，此時 =+ 2max =21+120=141 當斗桿油缸全縮時，EFD取最小值等于=21，CFQ取最大值等于160，由前面知ZFC=27，DFZ=5，故EFQ=360 - - EFQ - ZFC-DFZ=147根據(jù)文獻5的P87知EFQ一般在130170之間，知EFQ滿足設計要求。4.4 連桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇圖18 機構(gòu)計算簡圖在圖18中，HN：搖臂的長度；HK：連桿的長度；QV：鏟斗的長度；FQ：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。鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂24太大將影響

38、機構(gòu)的傳動特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度，一般取特性參數(shù)k2 = 0.30.385，本次設計取0.315, l24 = KQ = k2 l3 = 0.315920 = 290mm一般選10 = KQV =951155，本次設計取其等于105。連桿機構(gòu)各個參數(shù)必須滿足以下要求：1.鏟斗的轉(zhuǎn)角范圍鏟斗在挖掘過程中的轉(zhuǎn)角大致為901105，為了要滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉(zhuǎn)角往往要達到1401802,5，本次取155。如上圖，當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10，常取15252，本次取15，故當鏟斗油缸全伸時，NQV=180+20-155=45，滿足要求.2

39、.鏟斗機構(gòu)的載荷分析 鏟斗從位到位置時,鏟斗油缸作用力臂最大,這時能得到最大斗齒挖掘力,目前一般取位置到位置的轉(zhuǎn)角為305023.從幾何可容性與結(jié)構(gòu)布置的角度對鏟斗機構(gòu)的要求a.必須保證鏟斗六連桿機構(gòu)在全行程中任一瞬時都不會被破壞,即保證GFN、GHN、HNQK在任意行程下都不被破壞。5b.液壓缸全伸和全縮長度之比應在允許的范圍內(nèi),對鏟斗機構(gòu)取3=1.51.7. 5c.全行程中機構(gòu)不應出現(xiàn)死點.5根據(jù)以上幾方面的要求,初步選取GFN=60, NQ=240mm,FN=l2 NQ=1625-240=1385, FG=450mm,在三角形GNF中,根據(jù)余弦定理得GN=1224mm，QK=290mm,

40、HK=350mm,NH=380mm由此可知 NH+NQ QK+HK，即最短桿長度+最長桿長度其余兩桿長度之和，最短桿NQ為機架，HNQK為雙曲柄機構(gòu)。 鏟斗油缸全縮時如下圖所示：通過cad繪圖得到L3Mmin=893.7mm。當鏟斗油缸全伸時，如下圖所示：通過cad繪圖得到L3max=1515.5mm，得3=L3max /L3Mmin =1515.5/893.7=1.7,滿足要求。 最大挖掘高度H2max的計算：通過最大卸載高度H3max（此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮，斗桿與鏟斗的鉸點和齒尖的連線垂直水平面）以及鏟斗油缸全縮時QV與斗桿軸線的的夾角等等可以計算最大挖掘高度H2max（此時動臂

41、油缸全伸，斗桿油缸全縮，斗桿油缸全縮） 如下圖：=160-62-25=73故IFM=73，WQL=QFW=IFM-IFQ=73-20=53,又由圖知道鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角等于20，故VQL=20+53=73，由圖知: 根據(jù)文獻2的P22以及P23知道當鏟斗油缸與搖桿HN垂直時，鏟斗挖掘獲得最大挖掘力，如圖所示： 通過cad繪圖以及計算知道斗桿與鏟斗的鉸點與齒尖的連線即QV與斗桿軸線的夾角為34，滿足設計要求。 此時也得到連桿機構(gòu)的最大傳動比imax=0.331 至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。第五章 工作裝置結(jié)構(gòu)受力分析與校核整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構(gòu)組

42、成，要確定這些結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對其結(jié)構(gòu)進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結(jié)構(gòu)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(jù)。但結(jié)構(gòu)件不利的工況和在該工況下的危險截面往往不止一個，這需要分別計算出尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。5.1 挖掘阻力分析反鏟裝置有鏟斗油缸挖掘(鏟斗挖掘)、斗桿油缸挖掘(斗桿挖掘)、或兩缸同時復合挖掘三種方式。通常在土質(zhì)松軟或者斗容量小于05m3時以鏟斗挖掘為主，反之則以斗桿挖掘為主4 。 故本次設計的挖掘機以鏟斗挖掘為主。 圖18 鏟斗挖掘阻力簡圖鏟斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度變化，鏟斗挖掘阻力計算簡圖圖如如圖所

43、示。鏟斗的切削阻力的切向分力如下式所示：各個參數(shù)的含義說明如下：A：切削角變化影響系數(shù)，A=1.3；B：切削刃寬度影響系數(shù)，B=l+26b，其中b為鏟斗平均寬度，單位為m,故B=1+2.60.92=3.39；C：土壤硬度系數(shù)，對II級土取C=5080，級取90150，IV級取160320，本次設計取其為110；X：斗側(cè)壁厚影響系數(shù)，X=l+003s，其中s為側(cè)壁厚度，單位為cm，初步設計時可取X=115；Z：斗齒系數(shù)，Z=075(無斗齒時，取Z=1)R：鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑,單位為cm，即R為92；：鏟斗的瞬時轉(zhuǎn)角；max：挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半，取其為45；D：切削

44、刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容大小，D在1000017000N范圍內(nèi)選取。斗容量q025m3時，D應小于10000N。本次設計取8400N 鏟斗挖掘時，最大切向分力W1max在=max取得為： W1max=ABCXZR1-cosmax1.35 + D =1.33.391101.150.75921-cos451.35+8400 44083（N） 根據(jù)文獻4的P14知道：法向挖掘阻力的指向是可變的，相對切向力來說較小，一般W2=00.2W1,且土質(zhì)越均勻，W2越小，從統(tǒng)計角度看，是允許忽略法相分力來簡化計算的。這樣切向最大分力即鏟斗挖掘的最大阻力等于44083N，與所給參數(shù)鏟斗挖掘力45kN非常接近，表

45、明設計時所取相關數(shù)據(jù)都是合理的。5.1.2 斗齒側(cè)向力分析 側(cè)齒遇阻礙作用時，側(cè)向挖掘阻力Wk由回轉(zhuǎn)機構(gòu)的制動器承受，此力的大小取決于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩6，其值為： 式中：r斗齒尖到回轉(zhuǎn)中心的距離；Wk回轉(zhuǎn)平臺制動可承受的最大力矩。MT的值根據(jù)附著力矩M來確定6，僅靠液壓制動時可取MT=0507M。其中M的表達式如下：式中： G整機重量(t)；附著系數(shù)，對平履帶板取0.3，對帶筋履帶板取0.5. 5.2 工作裝置結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹 典型工況的選擇是對結(jié)構(gòu)進行性能分析的基礎。典型工況是確定關鍵參數(shù)，計算載荷的基礎，是對結(jié)構(gòu)進行設計分析的重要依據(jù)。 反鏟裝置的斗桿結(jié)構(gòu)強度主要為彎矩所控制，故經(jīng)

46、驗工況計算位置根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿和動臂可能產(chǎn)生的最大彎矩的工況來確定。從對多種失效工作裝置分析來看，斗桿和動臂的危險斷面最大應力發(fā)生在采用鏟斗挖掘工況下。因此在以下工況都是按照鏟斗挖掘?qū)λ鼈冞M行受力計算的。本次得經(jīng)驗工況是依據(jù)文獻三，六以及七進行確定的。5.2.1 斗桿結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹5.2.1.1工況一a.動臂位于最低(動臂液壓缸全縮)；b斗桿液壓缸作用力臂最大(斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90)；c鏟斗斗齒尖位于F、Q兩鉸點連線的延長線上，即F，Q，V三點共線；d斗齒遇障礙作用有側(cè)向阻力WK 。5.2.1.2工況二a.動臂位于動臂液壓缸對鉸點c有最大作用力臂處；b斗桿液壓缸作

47、用力臂最大；c鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力位置(連桿機構(gòu)傳動比最大)。5.2.2 動臂結(jié)構(gòu)強度校核的工況介紹5.2.2.1 工況一a.動臂位于最低(動臂液壓缸全縮)；bF，Q，V三點共線，并且鉛直；c鏟斗以最大工作推力挖掘。5.2.2.2 工況二，與斗桿工況二相同5.3 斗桿的力學分析5.3.1 斗桿工況1受力計算及內(nèi)力圖的繪制 該工況簡圖如下，取工作裝置為研究對象，忽略工作裝置的重力，在工況下工作裝置受到鏟斗上的切向阻力W1和側(cè)向阻力WK. 圖19 斗桿第一工況時的工作裝置簡圖其中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-

48、鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖在該工況下，F(xiàn),Q,V三點共線，由前面的公式得到i=0.309.齒尖V坐標的求?。簞颖塾透兹s時DFC=DFZ+ZFC=5+27=32，其中EFQ=147斗桿油缸力臂最大時EFD=72.8因而可以得到FV與水平線的夾角為115.5鏟斗油缸的理論推力：該工況下切向挖掘阻力斗齒側(cè)向阻力WK的計算：以鏟斗為研究對象，在xoy平面內(nèi)，連桿HK和切向阻力對Q點的力矩為0，即MQ=0,取斗桿油缸為研究對象，在xoy平面內(nèi)，MG=0,根據(jù)連桿機構(gòu)K點處受力平衡可計算得到取斗桿，鏟斗以及連桿機構(gòu)為研究對象，在xoy平面內(nèi)，MF=0,令動臂對斗桿的力

49、為F21，設該力在FQ方向（X軸）的分力為F12x，在FQ垂線方向（y軸）的分力為F12y，則得到斗桿工況1內(nèi)力圖的繪制根據(jù)以上的受力分析，通過計算可以繪制斗桿的軸力圖，剪力圖，彎矩圖。圖20 斗桿工況1軸力N圖圖21 斗桿工況1xoy平面剪力Q圖。圖22 斗桿工況1xoy平面彎矩M圖。圖23 斗桿工況1xoz平面剪力Q圖圖24 斗桿工況1xoz平面彎矩M圖5.3.2 斗桿工況2受力計算以及內(nèi)力圖的繪制采用同樣的方法分析斗桿工況2的力，計算得到各力如下：內(nèi)力圖的繪制：圖25 斗桿工況2軸力N圖圖26 斗桿工況2xoy平面剪力Q圖。圖27 斗桿工況2xoy平面彎矩M圖。5.4 斗桿強度校核取過N

50、點，G點，F(xiàn)點的截面為危險截面，如下圖所示，在斗桿裝配圖中可以得到三個危險的具體尺寸。圖28 斗桿危險截面5.4.1 截面1的幾何性質(zhì)以及應力計算圖29 截面1經(jīng)計算截面面積A=10180mm2該截面對Z軸的靜矩Sz=117180mm 3截面形心yc=sz/A=12mm zc=0該截面對形心軸的慣性矩IZC=28750000mm4 IyC=19643000mm4該截面對形心軸的抗彎截面模量為WZC=Izc/ymax=28750000mm4/83mm=346385mm3WyC=Iyc/zmax= 19643000mm4/75mm=262000mm3斗桿工況1應力計算：由前面的應力圖知道在該截面處所受應力如下：軸力N=141355N;剪力Q=20140N彎矩My=12760Nm，Mz=4834Nm故