1、 挖掘機工作裝置結構設計1緒 論 1.1課題背景及目的挖掘機在國民經(jīng)濟建設的許多行業(yè)被廣泛地采用，如工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電氣工程、農(nóng)田改造、礦山采掘以及現(xiàn)代化軍事工程等等行業(yè)的機械化施工中。據(jù)統(tǒng)計，一般工程施工中約有60%的土方量、露天礦山中80%的剝離量和采掘量是用挖掘機完成的。隨著我國基礎設施建設的深入和在建設中挖掘機的廣泛應用，挖掘機市場有著廣闊的發(fā)展空間，因此發(fā)展?jié)M足我國國情所需要的挖掘機是十分必要的。而工作裝置作為挖掘機的重要組成部分，對其研究和控制是對整機開發(fā)的基礎。反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內(nèi)外對其運動分析、機構和結構參數(shù)優(yōu)化設計方面都作了較

2、深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經(jīng)趨于成熟。而關于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關文獻也很多，這些文獻從不同側(cè)面對工作裝置的設計進行了論述。而筆者的設計知識和水平還只是一個學步的孩子，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計有一些大體的認識，鞏固所學的知識和提高設計能力。1.2國內(nèi)外研究狀況當前，國際上挖掘機的生產(chǎn)正向大型化、微型化、多能化和專用化的方向發(fā)展。國外挖掘機行業(yè)重視采用新技術、新工藝、新結構和新材料，加快了向標準化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經(jīng)形成了挖掘機的系列化生產(chǎn)，近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品，引進了國外的一些先進的生產(chǎn)率較高的挖掘機型號1。由于使用性能、技術指標和

3、經(jīng)濟指標上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機。目前，單斗液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能;應用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標準化、模塊化發(fā)展，以提高零部件、配件的可靠性，從而保證整機的可靠性;電子計算機監(jiān)測與控制，實現(xiàn)機電一體化;提高機械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機維修時間，提高適應能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機有以下的趨勢:（1）向大型化發(fā)展的同時向微型化發(fā)展。（2）更為普遍地采用節(jié)能技術。（3）不斷提高可靠性和使用壽命。（4）工作裝置結構不斷改進，工作范圍不斷擴大。（5）由內(nèi)燃機驅(qū)動向電力驅(qū)動發(fā)展。（6）液壓系統(tǒng)不斷改

4、進，液壓元件不斷更新。（7）應用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術。（8）增大鏟斗容量，加大功率，提高生產(chǎn)效率。（9）人機工程學在設計中的充分利用。1.3 課題研究方法本文作者對三一重工生產(chǎn)的sany200c進行現(xiàn)場測繪，取得了工作裝置的大體數(shù)據(jù)資料。再結合同濟大學出版的單斗液壓挖掘機，利用旋轉(zhuǎn)矢量法和力學知識分別對單斗液壓挖掘機的工作裝置進行運動學分析和力學計算。根據(jù)運動學分析和力學計算的結果得到工作裝置的基本尺寸和結構尺寸。然后用cad軟件進行二維和三維圖的繪制。1.4 論文構成及研究內(nèi)容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(nèi)容包括以下五部分:(1

5、) 挖機工作裝置的總體設計。(2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。(3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。(4) 工作裝置主要部件的結構設計。(5) 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型。2總體方案設計2.1 工作裝置構成1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側(cè)板；8-連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿.圖2-1 工作裝置組成圖 圖2-1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5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應的三組液壓缸1, 4,10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

6、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。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達、轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)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縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)2。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液

7、壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。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(jù)以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理3。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六桿機構，處理的具體簡圖如2-2所示。進一步簡化得圖如2-3所示。圖2-2 工作裝置結構簡圖1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸圖2-3 工作裝置結構簡化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，自由度

8、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。2.2 動臂及斗桿的結構形式動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中型挖掘機中應用較為廣泛。其結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕3，且有利于得到較大的挖掘深度。斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置動臂油缸裝在動臂的前下方，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3，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度

9、。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，動臂油缸在動臂的兩側(cè)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。具體結構如圖2-4所示。21 1-動臂； 2=動臂油缸圖2-4 動臂油缸鉸接示意圖2. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式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(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。2331-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗圖2-5 鏟斗連接布置示

10、意圖2.5 鏟斗的結構選擇鏟斗結構形狀和參數(shù)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1：（1） 有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)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。（2） 要使物料易于卸盡。（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4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。綜上考慮，選用中型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖2-6所示。圖2-6 鏟斗斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結構示意圖如2-7所示。1-卡銷 ；2 橡膠卡銷；3 齒座； 4斗齒圖2-7 卡銷式斗齒結構示意圖2.6 原始幾何參數(shù)的確定（1）動臂與

11、斗桿的長度比k1由于所設計的挖機適用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，k1取在1.52.0之間，初步選取k1=1.8，即l1/l2=1.8。（2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇斗容在任務書中已經(jīng)給出：q =0.9 m3按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=1550mm（3） 工作裝置液壓系統(tǒng)主參數(shù)的初步選擇各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力和“三化“要求。初選動臂油缸內(nèi)徑d1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內(nèi)徑d2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑d3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程l1=

12、1000mm，斗桿油缸行程l2=1450mm，鏟斗油缸行程l3=1250mm。并按經(jīng)驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：1=2=3=1.6。參照任務書的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。3 工作裝置運動學分析3.1 動臂運動分析動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；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.圖3-1 動臂擺角范圍計算簡圖1是l1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻也都是l1的函數(shù)。如圖3-1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

13、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。則有：在三角形abc中：l12 = l72+l52-2×cos1×l7×l51 = cos-1（l72+l52- l12）/2×l7×l5 (3-1)在三角形bcf中：l222 = l72+l12-2×cos20×l7×l120 = cos-1（l72+ l12- l222）/2×l7×l1 (3-2)由圖3-3所示的幾何關系，可得到21的表達式：21 =20+11-1 (3-3)當f點在水平線

14、cu之下時21為負，否則為正。f點的坐標為 xf = l30+l1×cos21 yf = l30+l1×sin21 (3-4)c點的坐標為 xc = xa+l5×cos11 = l30 yc = ya+l5×sin11 (3-5)動臂油缸的力臂e1 e1 = l5×sincab (3-6)顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。這時l1 = sqr（l72-l52）= l5 × sqr（2-1）1 = cos-11/ (3-7)3.2 斗桿的運動分析如下圖3-2所示，d點為斗桿油

15、缸與動臂的鉸點點，f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。d-斗桿油缸與動臂的鉸點點； f-動臂與斗桿的鉸點；e-斗桿油缸與斗桿的鉸點； 斗桿擺角.圖3-2 斗桿機構擺角計算簡圖在三角形def中l(wèi)22 = l82+ l92-2×cos2×l8×l92 = cos-1（l22- l82-l92）/2×l8×l9 (3-8)由上圖的幾何關系知2max =2 max-2min (3-9)則斗桿的作用力臂e2 =l9sindef (3-10)顯然斗桿的最大作用力臂e2

16、max = l9，此時2 = cos-1（l9/l8），l2 = sqr（l82-l92）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3-5所示，g點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，f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，h點為曲柄與連桿的鉸點1。（1） 鏟斗連桿機構傳動比i利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)：在三角形hgn中 22 = hng = cos-1（l152+l142-l32）/2×l15×l1430

17、 = hgn = cos-1（l32+ l152- l142）/2×l3×l1432 = hng = - mng - mgn = -22-30 (3-11)在三角形hnq中l(wèi)272 = l132 + l212 + 2×cos23×l13×l21nhq = cos-1（l212+l142- l272）/2×l21×l14 (3-12)在三角形qhk中27 = qhk= cos-1（l292+l272-l242）/2×l29×l27 (3-13)在四邊形khqn中nhk=nhq+qhk (3-14)鏟斗油缸對

18、n點的作用力臂r1r1 = l13×sin32 (3-15)連桿hk對n點的作用力臂r2r2 = l13×sin nhk (3-16)而由r3 = l24，r4 = l3 有3連桿機構的總傳動比i = （r1×r3）/（r2×r4） (3-17)顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度l2的函數(shù)，用l2min代入可得初傳動比i0，l2max代入可得終傳動比iz。（2） 鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為 3 =7+24+26+10 (3-18)其中，在三角形nfq中7 = nqf= cos-1（l212+l22- l162）/2×l21&

19、#215;l2 (3-19)10暫時未定，其在后面的設計中可以得到。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 (3-20) 鏟斗的擺角范圍: 3 = 3max-3min (3-21) 圖3-3 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖（3） 斗齒尖運動分析見圖3-4所示，斗齒尖v點的坐標值xv和yv，是l1 、l2、l3的函數(shù)只要推導出xv和yv的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導如下:由f點知：32= cfq= 3-4-6-2 (3-22)在三角形cdf中：dcf由后面的設計確定，在dcf確定

20、后則有：l82 = l62 + l12 - 2×cosdcf×l1×l6 (3-23)l62 = l82 + l12 - 2×cos3×l1×l8 3 = cos-1（l82+l12l62）/2×l1×l8 (3-24)在三角形def中l(wèi)22 = l82 + l92 - 2×cos2×l8×l9 圖3-4 齒尖坐標方程推導簡圖1則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角2 2 = cos-1（l82+l92- l22）/2×l8×l9 (3-25)4、6在設計中確定。由三角形cfn知：l

21、28 = sqr（l162 + l12 - 2×cos32×l16×l1） (3-26)由三角形cfq知：l23 = sqr（l22 + l12 - 2×cos32×l2×l1） (3-27)由q點知：35= cqv= 233-24-10 (3-28)在三角形cfq中：l12 = l232 + l32 - 2×cos33×l23×l3 33 = cos-1（l232+l32- l12）/2×l23×l3 (3-29)在三角形nhq中：l132 = l272 + l212 - 2

22、5;cos24×l27×l21 24 =nqh=cos-1l272+l212 -l132）/2×l27×l21 (3-30)在三角形hkq中：l292 = l272 + l242 - 2×cos26×l27×l24 26 =hqk=cos-1l272+l242l292）/2×l27×l24 (3-31)在四邊形hnqk：nqh =24 +26 (3-32)20 = kqv，其在后面的設計中確定。在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。3.4 特殊工作位置計算：（

23、1） 最大挖掘深度h1maxnh-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.圖3-5 最大挖掘深度計算簡圖如圖3-5示，當動臂全縮時，f, q, u三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: h1max = yv = yfminl2l3 = yc+l1sin21minl2l3 = yc+l1sin（1-20-11）l2l3 (3-33)（2） 最大卸載高度h3maxnh-搖臂；hk-連桿；c-動臂下鉸點；a -動臂油缸下鉸點；b-動臂與

24、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-鏟斗斗齒尖圖3-6 最大卸載高度計算簡圖如圖3-6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: (3-34)（3） 水平面最大挖掘半徑r1maxnh-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-鏟斗斗齒尖圖3-7 停機面最大挖掘半徑計算簡圖如圖3-7所示，當斗桿油缸全縮時，f. q. v三點共線，

25、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r1max為:r1max=xc+l40 (3-35)式中：l40 = sqr（l1+l2+l3）2-2×（l2+l3）×l1×cos32max (3-36)（4） 最大挖掘半徑r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(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我們可計算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。（5） 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)直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。4基本尺

26、寸的確定4.1 斗形參數(shù)的確定斗容量q ：在設計任務書中已給出q = 0.9 m3平均斗寬b：其可以由經(jīng)驗公式和差分法選擇，又由續(xù)表知1：當q = 1.0 m3時， b = 1.16m當q = 0.6 m3時， b = 0.91m則當q = 0.9m3時， b = 0.91+（1.16-0.91）×0.3÷0.4 = 1.112m再參考其它機型的平均斗寬預初定b = 1.04m = 1040mm挖掘半徑r：按經(jīng)驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選r = 1450mm 。轉(zhuǎn)斗挖掘滿轉(zhuǎn)角（2）：在經(jīng)驗公式 q = 0.5 × r2b（2-sin2）ks中，ks為土

27、壤的松散系數(shù)，取值為1.25，將q = 0.9 m3和b = 1.04m代入上式有：2-sin2 = 0.66 = 95/2 = 47.5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3，初選特性參數(shù)k2 = 0.29。由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選10 = kqv =110。4.2 動臂機構參數(shù)的選擇4.2.1 1與a點坐標的選取初選動臂轉(zhuǎn)角1 = 120 由經(jīng)驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數(shù)k3 = 1.4 （k3 = l42/l41）鉸點a坐標的選擇：由底盤和轉(zhuǎn)臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初

28、選：xa = 430 mm ；ya = 1200mm4.2.2 l1與l2的選擇由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑r1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離r1、已初步選定的l3和k1，結合經(jīng)驗公式有：l2 = （r -l3）/（1+ k1）= （9885-1550）/（1+1.8）= 3000mm則l1 = k1l2 = 1.8 × 3000 = 5400mm4.2.3 l41與l42的計算如圖4-1所示，在三角形czf中：l42 = k3l41 = 1.4×2585 = 3620 mm3 9= zfc = cos-1（l422+l12l412）/2×l1

29、×l42 = 24.54.2.4 l5的計算由經(jīng)驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.411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，初選11 = 62.5。斗桿油缸全縮時，cfq =32 8最大，依經(jīng)驗統(tǒng)計和便于計算，初選（32 8）max = 160 。由于采用雙動臂油缸，bcz的取值較小，初取bcz = 5 如上圖4-1所示，在三角形czf中：zcf= -1-39 = 180-120-24.5 = 35.5bcf=3=zcf-zcb =35.5-10 = 30.5由3-34

30、和3-35有h3max = yc+l1sin（1-20-11）l2l3 (4-1)= ya+ l5 sin11+l1sin（1max-2-11）+l2 sin（1max+32 max -11-8-2-180） l3 h1max = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- l5 sin11- ya) (4-2)由4-1、4-2式有：h1max + h3max = l1sin（1max-2-11）+ l2 sin（1max+32 max -11-8-2-180）+ l1sin（11-1min+2）+ l2 (4-3)令 a =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93 b = a +

31、（32 8）max = 93 +（-160）=-67將a、b的值代入4-3式中有h1max + h3max - l1sin（1max-93）+ sin（93 -1min） + l2 sin（1max +67）+1= 0 (4-4)又特性參數(shù)k4 = sin1max/ 1sin1min 則有 sin1min = sin1max/ 1 k4 = sin1max/0.65 (4-5) (4-6)將4-5、4-6代入到4-4式中6485+6630-5400×sin（1max-93）+ sin（93 -1min） + l2 sin（1max +67） = 0 (4-7)解之： 1max = 1

32、52 1min = 46.1 由4-2式有h1max = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- l5 sin11- ya l5 = l2+l3+l1sin（11-1min+2）- ya - h1max / sin11 = 1550+3000 +5400sin（93-46）- 1200- 6630/ sin62.5 = 750mm而1min與1max需要滿足以下條件1min = cos-1（2+1-2）/2 (4-8)1max = cos-1（2+1-122）/2 (4-9)將1max 、1min 的值代入4-8、4-9中得： = 2.51 = 3.1 1而+ 1 = 2.51 + 1

33、 = 3.51 (4-10)（1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） (4-11)、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 = 3.11 × 750 = 2335mm (4-12)l1min =l5 = 2.51 × 750 =1880mm (4-13)l1max =1 l1min = 1.6×1880 = 3010mm (4-14)至此，動臂機構的各主要基本參數(shù)已初步確定。4.3 動臂機構基本參數(shù)的校核4.3.1 動臂機構閉鎖力的校核正常的挖掘阻力w1j ： (4-15)在4-15式中，w1 切削

34、阻力的切向分力；c土壤的硬度系數(shù)，對不同的土壤條件取值不同，這里設挖機用于級土壤的挖掘，取值為3；r鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑其在前面已經(jīng)初步確定，取值為1550mm；max某一挖掘位置時鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；某一挖掘位置處轉(zhuǎn)斗的瞬時轉(zhuǎn)角，在此處由于是求平均挖掘阻力，故初取max = = 54.5；b切削刃寬度影響系數(shù)，b = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×1.04 = 3.7；a切削角變化影響系數(shù)，取a = 1.3.；z帶有斗齒的系數(shù)，取z =0.75；x斗側(cè)壁厚影響系數(shù)，x = 1+0. 03s,其中s為側(cè)壁厚度，由于是初步設計，故預取x = 1.15 ；d切

35、削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取d = 1.35 × 104n。將以上的數(shù)值代入到4-15式中可以解得：w1j = 0.55× 105n。由圖3-7知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩m1j：m1j = w1j（h1max + yc） = 0.55× 105×（6.63 +1.775）= 4.6× 105 n.m (4-16)動臂油缸的閉鎖力f1f1 = p1×s1 （s1：動臂油缸小腔的作用面積） = 3.43×107××（702 452）×10-6 = 3.1×105

36、n 最大挖掘半徑工作裝置自身重力所產(chǎn)生的力矩mg ：要求力矩，首先應該需要知道作用力和作用力臂。在此處，則是先要求出工作裝置各部分的重量：由經(jīng)驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下：動臂g1 = 1320kg 斗桿g2 = 700kg鏟斗g3 = 700kg 斗桿缸g4 = 200kg鏟斗缸g5 = 115kg 連桿機構g6 = 130kg動臂缸g7 = 350kg當處于最大挖掘深度時：1 =1min = 46.12 =1 +21 -11 =46 + 47 62.5 = 30.5 由圖3-7有mg （g1/2 +g2 +g3 +g4 +g5 +g6 ）l1cos20 = （660+700 +

37、700 +200 +115 +130 ）×5.4×cos20 = 0.94 ×05n.m (4-17)動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩（對c點的矩）：m3 = f1×l7 × l5 sin1min / l1min + mg = 2×3.1×105 ×2.335×0.75×sin46/1.88 + 0.94×105 = 5.1×105 n.m m1j = 4.6× 105 n.m (4-18)在4-18中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩略大于平

38、均挖掘阻力，滿足要求。4.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核 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-鏟斗斗齒尖圖4-1 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖工作裝置重量gg+d =g2 +g3 +g5 +g6 = 700 + 700 + 115 + 130 = 1645kg 1.8q×103 （q ：斗容）按經(jīng)驗公式取土的重量： gt = 1.7q×103 = 1530kg當處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如

39、圖4-1所示，則有：mz = g1+4 ×l1 /2 + gg+d（l1 + 0.7 l2）+ gt （l1 + l2 + l3 /2） = （1320+200）×2.7 + 1645×（5.4+0.7×3）+ 1530×（5.4+3-0.775） = 2.8×105 n.m 動臂油缸的推力： f1 = p1 s1 = 3.14×107××702×10-6=4.83×105 n在如圖3-3所示，在三角形cab中：acb =2 +11 +21 =30.5+62.5+0 = 93 l1 e

40、1 = ac×bc×sinacb (4-19)即:2320×e1 = 750×2335×sin97 e1 = 750 mm 則此時斗桿油缸提升力矩:mt = f1 e1= 31.4×106××(70)2×10-6×2×0.75 = 1.5×106 n.m mz (4-20)故滿足要求4.3.3 滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核當斗桿在最大高度時的工況類似于圖3-6，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。1 =1max =152 32 =32max = 1602 = 30.52

41、1 =1-（2 +11） = 152-（30.5 + 62.5） = 59 37 =32 - （-21）=160-（180-59） = 39則工作裝置所受重力和土的重力所產(chǎn)生的載荷力矩mz：mz = g1+4 h1 + gg+d（h1+l2cos39/2）+ gt （h1+l2cos39l3/2） = （1320+200）×36.4 + （3.64+3×cos39/2）×10+ 15300×（3.64+3×cos39-1.55/2） (4-21) = 2.2×105 n.m 此時對于動臂油缸而言：l1 = l1max = 2454 m

42、m 1 =1max = 152同4-19的計算可求得此時的動臂油缸的力臂e2 = 375 mm此時動臂油缸的提升力矩mt可參考4-20求得：mt = 2.8×105 n.m mz說明滿足要求。4.4 斗桿機構基本參數(shù)的選擇e20e2zdl92maxl8fd：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.圖4-2 斗桿機構基本參數(shù)計算簡圖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：e2max = l9 = pgmax （l2 + l3 ）/ p2 = 100×103 ×（3000+1550）

43、5;10-3/31.4××(70)2×10-6 = 940 mm (4-22) 如圖4-2所示圖中，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；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。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) (4-23)由4-23知, 2max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2max,初取2max = 90由上圖4-3的幾何關系有:l2min = 2×l9×

44、sin (2max/2)/(2-1) = 2×940×sin 45/(1.6 -1) = 2215 mml2max = l2min + 2×l9×sin (2max/2) = 2215 + 2×940×sin 45 = 3545 mml82 = l22min + l29 + 2×l2min×l9×cos(-2max)/2 = 22152+ 9402 + 2×2215×940×cos135 l8 = 2995 mm而efq取決于結構因素和工作范圍,一般在130170之間1.初定

45、efq=150,動臂上dfz也是結構尺寸,按結構因素分析,可初選dfz=10.4.5 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇4.5.1 轉(zhuǎn)角范圍由最大挖掘高度h2max和最大卸載高度h3max的分析，可以得到初始轉(zhuǎn)角d0：h2max-h3max = l3（sind0 +1）9315-6485 = 1550（sind0 +1）d0 = 55最大轉(zhuǎn)角3max：3max = v0qvz，其不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選3max = 165 。4.5.2 鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算l3ml29gkl24l12fnql21l2vl3l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；

46、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.圖4-3 鏟斗機構計算簡圖在圖4-3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。則有：l24 = kq = k2 l3 = 0.29×1550 = 1550 mml3max 與l3min 的確定鏟斗的最大挖掘阻力f3j max 應該等于斗桿的最大挖掘力，即f3j max = 138kn。粗略計算知斗桿挖掘平均阻力f3j max = f3j max /2

47、 = 69 kn 挖掘阻力f3j 所做的功w3j：w3j = f3j max l3 3max (4-24) = 6.9×105×1.55×165×/180 = 3.08×105 n.m 由圖4-4知，鏟斗油缸推力所做的功w3：w3 = f3 （2-1）l3min = 31.4×106××552×10-6×0.6×l3min 4-25由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功w3 應該等于鏟斗挖掘阻力所做的功w3j ：w3 = w3j 4-26將4-24、4-25式代入4-26中計算可得：l3mi

48、n = 1720mm則l3max =3 l3min =2750mm剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構尺寸，其應滿足以下幾個條件：（1） 挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應與轉(zhuǎn)斗最大挖掘阻力相適應，當斗齒尖處于v1時，斗桿油缸的理論挖掘力應不低于最大挖掘阻力的80% 1，79-80。 即pd080% pd0max；當處于最大理論挖掘力位置時v1qv應為30。（2） 幾何相容。保證gfn、ghn、hnqk在l3的任意一行程下都不被破壞。在保證以上兩個條件，通過經(jīng)驗公式和同斗容的其它機型的測繪對照，初步選定剩余的基本尺寸如下：hk = 600mm； hn = 640mm；nq = 400mm； fn = l2-nq = 2600mm； gf = 800mm；由預選gfn = 60則 gn2 = fn2 + gf2 2×cosgfn×fn×gf gn = 2300mm至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。5工作裝置結構設計 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寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首