1、機械設計（機械設計基礎）-課程設計說明書設計題目： 正鏟單斗液壓挖掘機工作裝置設計 學 院： 機械工程系 專 業： 機械制造工藝與設備 班 級： 機制一班 學 號： 20137709 姓 名： 劉鑫 指導老師： 溫亞蓮 完成日期： 2016年9月2日 機械原理設計任務書學生姓名 劉鑫 班級 機制一班 學號 20137709 設計題目： 正鏟單斗液壓挖掘機工作裝置設計 一、設計題目簡介正鏟挖掘機的鏟土動作形式。其特點是“前進向上，強制切土”。正鏟挖掘力大，能開挖停機面以上的土，宜用于開挖高度大于2m的干燥基坑，正鏟的挖斗比同當量的反鏟的挖掘機的斗要大一些，其工作裝置直接決定其工作范圍和工作能力。

2、二、 設計數據與要求題號鏟斗容量挖掘深度挖掘高度挖掘半徑卸載高度A4.2m33.05m20.6m16.3m11.2m三、 設計任務1、繪制挖掘機工作機構的運動簡圖，確定機構的自由度，對其驅動油缸在幾種工況下的運動繪制運動線圖；2、根據所提供的工作參數，對挖掘機工作機構進行尺度綜合，確定工作機構各個桿件的長度；3、用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對執行機構進行運動仿真，并畫出輸出機構的位移、速度、和加速度線圖。4、編寫設計計算說明書，其中應包括設計思路、計算及運動模型建立過程以及效果分析等。5、在機械基礎實驗室應用機構綜合實驗裝置驗證設計方案的可行性。完成日期

3、： 2016 年 9 月 2 日 指導教師 溫亞蓮 摘要正鏟挖掘機的開挖方式根據開挖路線與汽車相對位置的不同分為正向開挖、側向裝土以及正向開挖、后方裝土兩種，前者生產率較高。正鏟的生產率主要決定于每斗作業的循環延續時間。為了提高其生產率，除了工作面高度必須滿足裝滿土斗的要求之外，還要考慮開挖方式和與運土機械配合。盡量減少回轉角度，縮短每個循環的延續時間。 反鏟的開挖方式可以采用溝端開挖法，即反鏟停于溝端，后退挖土，向溝一側棄土或裝汽車運走，也可采用溝側開挖法，即反鏟停于溝側，沿溝邊開挖，它可將土棄于距離溝較遠的地方，如裝車則回轉角度較小，但邊坡不易控制. 單斗液壓挖掘機主要由動臂、斗桿、鏟斗、

4、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸等組成。鏟斗的斗底利用液壓缸來開啟，斗桿是鉸接在動臂的頂端，由雙作用的斗桿油缸使其轉動。斗桿油缸的一端鉸接在動臂上，另一端鉸接在斗桿上。其鉸接形式有兩種：一種是鉸接在斗桿的前端；另一種是鉸接在斗桿的尾端。動臂均為單桿式，頂端呈叉形，以便與斗桿鉸接。動臂有單節的和雙節的兩種。單節的動臂有長短兩種備品，可根據需要更換。雙節的動臂則由上、下兩節拼裝而成，根據拼裝點的不同，動臂的工作長度也不同。一、 正鏟挖掘機自由度計算根據下圖所示的挖掘機結構簡圖，我們可以對其自由度進行計算。通過對機構簡圖的分析，可以看出該工作裝置有11根桿件組成,其中包含15個運動副，即12個轉動副，3

5、移動副，共包含15個低副，沒有高副。自由度計算：n=11,PH=0,PL=15 則：F=3n-2PL-PH=3*11-2*15-0=3二、 挖掘機參數計算2.1、液壓挖掘機基本參數液壓挖掘機基本參數主要包括：標準斗容量：指挖掘級或密度為 的土壤時，代表該挖掘機登記的一種鏟斗堆積容量。最大挖掘高度：指工作裝置處于最大舉升高度時，鏟斗齒尖到停機地面的距離。最大挖掘半徑：在挖掘機縱向中心平面上鏟斗齒尖離機器回轉中心的最大距離。最大挖掘深度：指動臂處在最低位置，且斗齒尖，鏟斗與斗桿鉸點，斗桿與動臂鉸點三點在同一條垂直停機面的直線上，斗齒尖與停機面的最大距離。最大卸載高度：指動臂、斗桿處于最大舉升高度，

6、翻轉卸土，斗齒尖處在最低位置時，斗齒尖到停機面的距離。2.2、液壓正鏟挖掘機工作裝置機構運動學分析2.2.1動臂運動分析動臂AD的位置由動臂油缸MC的長度決定。和動臂水平傾角之間的關系可用下式表示 （2-1） （2-2）從上式看出，a11-a2對的影響很大，當動臂和油缸的參數不變時，a11-a2愈大動臂提升高度愈小。設動臂油缸全縮時動臂傾角為；動臂油缸全伸時動臂傾角為，那么在動臂油缸由全縮到全伸，動臂總的轉角為： （2-3）為了便于運算和比較，仍用無因次比例系數表示，即； （2-4）代入式(22)可以得到動臂油缸全縮和全伸時相應的動臂傾角值 （2-5） （2-6）而動臂總轉角為 （2-7）動臂

7、油缸伸縮時對A點的力臂也在不斷變化，由圖可知 （2-8）顯然，當ABAC時有最大值，此時，而相應的油缸長度為：=此時的動臂傾角為若用動臂油缸相對力臂（即來表示油缸長為時的力臂，則 （2-9）綜上所述，動臂傾角、力臂和都是的參數。2.2.2斗桿運動分析斗桿DJ的位置由動臂AD和斗桿油缸BE的長度所決定。但是動臂的位置隨動臂油缸的伸縮而變化，為了便于分析斗桿油缸對頭桿位置的影響，假定動臂不動，那么斗桿鉸點D以及斗桿油缸在動臂上的鉸點B就可以看作為固定基座。與斗桿、動臂夾角之間的關系為 （2-10） （2-11）設斗桿油缸全縮時動臂與頭桿的夾角為，全伸時為，那么當油缸由全縮到全伸時斗桿總的轉角為 （

8、2-12）斗桿油缸的作用力臂也是可變值。 （2-13）當MCAD時有最大值，即，這時相應的油缸長度為相應的斗桿轉角為 （2-14）用斗桿油缸相對力臂值（即）來表示時的力臂，則 （2-15）2.2.2斗齒尖的幾種特殊工作位置的計算 上圖為正鏟挖掘機作業范圍圖，以下為幾種特殊工作位置的分析與計算。（1）最大挖掘半徑(圖2.5)這時C、Q、V在同一條水平線上，而且斗桿油缸全伸，即；最大挖掘半徑為 （2-16）最大挖掘半徑處的挖掘高度相應為 圖 2.5 最大挖掘半徑（2）最大挖掘高度(圖2.6) 圖 2.6 最大挖掘高度最大挖掘高度為： （2-17）最大挖掘高度時的挖掘半徑 （2-18）如果最大轉斗角

9、度不能保證GJ垂直向上，即，則應根據實際的值求相應的挖掘高度，如圖左上角所示，此時 （2-19）（3）最大挖掘深度(圖2.7) 這時動臂油缸全縮，頭桿DG及GJ垂直向下，即，。 最大挖掘深度為 （2-20）最大挖掘深度時的挖掘半徑為 （2-21）假若，則DG不可能呈垂直狀態，此時必須根據具體情況計算實際的最大挖掘深度。圖 2.7 最大挖掘深度（4）停機平面上的最大挖掘半徑(圖2.8)這是指斗齒靠在地面上、斗桿全部伸出而斗底平面與停機平面平行的工況。此時QV線與地面交成角(角是一個重要的鏟斗參數，設計中應認真確定)，根據這種定義可知圖 2.8 停機平面上的最大挖掘半徑；，其中 （2-22） （2

10、-23）這時停機平面上的最大挖掘半徑為 （2-24） 如果，則必須根據具體情況重新進行計算。2.3 工作裝置各部分基本尺寸計算確定現從動臂與轉臺鉸點A出發，借助各相關轉角q 1、q 2和q 3，建立各關鍵點B、C、DV的位置模型，得到各關鍵點的坐標，從而為下一步的分析提供依據。 以地面為橫坐標，以回轉中心線為縱坐標，建立直角坐標系XOY如圖2.4所示。 2.3.1 動臂與平臺鉸點位置A的確定對由反鏟挖掘機改裝的正鏟來說，動臂鉸座往往就沿用反鏟動臂的鉸座。一般，鉸座都在轉臺中心的前方(0)，近來大型正鏟的鉸座卻有向后移(靠近回轉中心線)的趨勢。設計時，可用類比法確定或根據經驗統計公式初步選取，在

11、此基礎上推薦以履帶軸距L為基本長度。履帶軸距L=3.123.66 （2-25）式中：為斗容量，取L=3.6m2.3.2 動臂及斗桿長度的確定同上轉斗半徑也可用類比法確定或根據經驗統計公式初步選取，在此基礎上推薦以履帶軸距L為基本長度。2.3.3 機構轉角范圍確定在動臂長度、斗桿長度、轉斗半徑及動臂油缸與平臺鉸點C初步確定之后，根據挖掘機工作尺寸的要求利用解析法求各機構轉角范圍，其中包括動臂機構轉角、斗桿機構轉角、鏟斗機構轉角范圍。(1) 斗桿轉角和的確定可根據最大挖掘半徑確定。最大轉角應當不小于 (2-26)根據停機平面上最小挖掘半徑確定。所謂停機平面上的最小挖掘半徑依不同工作情況而異，有的是

12、指鏟斗最靠近機體(斗桿油缸全縮)、斗齒尖處于停機平面而斗底平行于地面，在這種狀態下開始挖掘時的挖掘半徑。圖 2.9 停機平面上的最小挖掘半徑如圖2.9所示，這時斗桿和動臂間的夾角為最小()，鏟斗與地面相交成角(見圖2.7)，而斗齒尖V到回轉中心的距離為。從幾何推導可知 (2-27)式中、Q點的橫坐標和縱坐標，且=； (2-28) (2-29) (2-30) 帶入式（2-29）整理后得 (2-31) 有些挖掘機不要求鏟斗水平鏟入，而往往以一定的后角開始挖掘，因而最小挖掘半徑可能比前一種小，加大了停機平面上的挖掘范圍。在這種情況下QV與水平的夾角將增至。根據有的資料介紹，為使鏟斗容易切人土壤，開始

13、挖掘時的后角可取為。應該注意不論鏟斗開始挖掘時的位置如何，必須以不碰撞履帶板為原則，因此（） (2-32)式中 R驅動輪半徑(毫米)；履帶行走裝置水平投影的對角線與縱軸問的夾角； 考慮轉斗機構連桿裝置及余隙在內的間隙，初步設計時可取200400毫米。(2) 動臂傾角和的確定動臂最大傾角根據最大挖掘高度確定。由圖2.5并根據式(217)和(218)經過運算得出 (2-33)因此先確定后，再根據可得。動臂最小傾角。根據最大挖掘深度確定。由圖2.5和式(220)得到 (2-34)（3）鏟斗轉角和的確定 轉斗機構應滿足以下要求：滿足工作尺才的要求，即保證所要求的、等參數能夠實現；挖掘過程中能夠調整切削

14、后角，保證工作正常進行，滿足挖掘過程結束時的轉斗要求及卸載要求。A.必須滿足工作尺寸的要求為滿足挖掘高度要求(圖2.5) (2-35)為滿足最大挖掘半徑要求(圖2.4) (2-36)為滿足停機平面上最小挖掘半徑要求(圖2.8) (2-37) (2-38) (2-39) (2-40)為滿足最大挖掘深度要求(圖2.6)B必須滿足挖掘過程中調整切削后角的要求挖掘過程中隨著鏟斗向前運動，斗的切削后角也不斷發生改變，為了保證挖掘正常進行，斗底不應與地面發生摩擦，即0，為此必須使（圖2.10）又 將式代入，整理后得到 (2-41)圖 2.10 鏟斗運動方向與切削后角C必須滿足卸載要求由于前卸式鏟斗和底卸式

15、鏟斗的卸載方法不同，因此對轉角的要求也不同。為使卸斗于凈，前卸式鏟斗在卸土時要求斗底與水平相交成以上的角(見圖2.11a)，因此從圖2.5及式(235)得 (2-42)圖 2.11 不同卸載方式對的影響底卸式鏟斗卸土時可假定斗的后壁接近于垂直枚態，斗底按近于水平位置(圖2.11b)，因此要求 (2-43)對比(242)和(243)可見，從卸土要求來看，底卸式鏟斗的轉角可比前卸式少左右。D必須滿足挖掘結束時鏟斗后傾的要求為了使鏟斗在挖掘結束時脫離工作面并在提升過程中使斗內物科不致撒落，鏟斗必須后傾。根據裝裁機的要求鏟斗裝滿后斗底必須向上傾斜角， 顯然這時QV連線也必然向上翹起角。結合圖2.7和2

16、.12可知+ (2-44)根據以上所得的公式(235)(244)就可以初步確定動臂、斗桿、鏟斗的轉角范圍。但是求出這些參數后還必須校接所規定的其它工作參數，如最大卸載高度、最大卸載高度時的卸載半徑、最大挖掘高度時的挖掘半徑等，如不能滿足則應加以修正。圖 2.12 鏟斗后傾示意圖2.3.4動臂油缸的鉸點及行程確定確定動臂油缸及其鉸點位置時首先應滿足動臂變幅時力短和轉角的要求。圖2.13中設動臂油缸全縮和全伸時的位置為和，則；。再假定鉸點B不在動臂中心線CF上，且(當B在CF線下方時為“十”，反之為“一”)。那么由幾何推導可以求出工作時動臂油缸的起始力臂和終了力臂的值： (2-45) (2-46)

17、式中各參數可見表210、211及公式(257)。如果CF線處于水平線以下則用負值代入。圖 2.13 動臂提升機構計算示意圖設起始力臂和終了力臂的比值為K，則 (2-47)或 （2-48）展開并整理后得到 (2-49)對式(248)、(249)可作如下分析：(1)公式表示了、K、諸值之間存在著一定的依賴關系。當其它數值不變，降低值則K值下降，因而對上部挖掘有利；當、K不變，降低值會使加大而減小，對挖高有利。這些都說明正鏟的值應當比反鏟的小。但是如果工作尺寸已定，過多降低值會對下部挖掘不利，甚至在下部挖掘時不能提起滿載斗；此外為了保證、和K，降低值就必須加大值，加大了油缸行程，對油缸的穩定性也有影

18、響。所以當確定值時必須全面考慮，籠統地給定正鏟或反鏟的值是不恰當的。(2)當、K等值固定，與之間也存在一定的關系，即為常數。在反鏟上由于需要提高地面以下的挖掘性能，值往往都是負值。因此加大可以減小動臂的彎曲程度，對動臂的結構強度有利。而正鏟動臂一般不采用反鏟那樣大曲率的彎臂，角主要按油缸在動臂上的鉸接方式而定，有時油缸鉸在動留下緣的耳板上(動臂截面不致削弱)；有時靠兩個鐘形座鉸于動臂兩側(在雙缸方案中常采用)等等，因而角有正有負，但角度一般部不大，因此對的影響也不很大。綜合上述兩點，建議在初步設計中先確定動臂結構，初選值，然后根據工作尺寸的需要，在確定、基礎上按公式(249)求合理的值。一般情

19、況下正鏟的值不大干。(3)值主要應從油缸的穩定性出發選用，建議取1.61.7。(4)由于正鏟主要挖掘地面以上土，終了力臂不能忽視，故K值可建議在0.901.14的范圍內選取。設計動臂機構時合理地確定A、B、C三點的位置非常重要。從和中(圖2.13)還能得到如下關系式 (2-50) (2-51)用公式(24)代入得 (2-52) (2-53)令，代人上式，解聯立方程后得到 (2-54) (2-55)以上我們根據動臂轉角需要和K值確定了、等比例系數和值，因此只要進一步求出、中任一值就可以求得其它各參數。對于正鏟來說動臂油缸的主要作用是將滿載斗由任何可能挖掘的位置舉升到卸載點。而在最大挖掘半徑下舉升

20、滿載斗時的提升力矩往往接近最大值，此時油缸的作用力臂也接近于最大值，且。另一方面油缸的缸徑一般部按照系列選用，并且還要考慮與其它油缸通用等問題，因此缸徑沒有很多選擇的余地。鑒于以上情況可以在預先確定油缸數目和缸徑的前提下初步選擇鉸點距離AC()。 (2-56)式中 M提升力矩，圖214，即各部分重量對C點的力矩和，其中包括動臂重量、斗桿重量、斗和土壤的重量、連桿裝置重量以及油缸重量、等。初步設計時這些重量和重心位置可根據類比法確定；s油缸推力， s，其中、分別為動臂油缸數目和缸徑；p是系統的工作壓力；油缸和鉸點的機械效率，在初步設計時可取=0.85。 將式(2110)和(2111)的結果代人式

21、(257)，就能求得其余參數值。動臂機構還必須按以下兩種情況進行校核； 1)動筒在上部或下部極限位置時的舉升能力；2)主要挖掘范圍內挖掘時動臂油缸能提供的閉鎖能力(借助電算結合整機挖掘力分析進行)。 2.3.5斗桿油缸鉸點及行程確定選擇斗桿油缸在動臂和斗桿上的鉸點D和E并確定斗桿油缸的長度和。如圖215所示，假設斗桿油缸全縮和全伸時的長度為和，則。=，對F點的相應力臂為和。也取比例系數圖 2.14 確定提升機構的示意圖圖 2.15 斗桿機構計算示意圖；則初始與終了力臂比K為K= (2-57)或 最后得到 (2-58)式中和相應為DF、FC的夾角和EF、FQ的夾角。若CF或FQ落在的外側，則夾角

22、為正，反之為負。因此在初步設計中如果根據動臂和斗桿的結構形式及鉸點的固定方式預先確定一個角，則可按公式求出第二個角，或者根據所求的值結合具體結構情況分別確定各值。計算斗桿機構時建議K值取0.91，以使開始挖掘和挖掘終了時作用力臂大致相同。值仍建議取1.61.7。 同樣，由和可列出聯立方程 (2-59) (2-60)令，并將代人上式，解聯立方程后得到 (2-61) (2-62)2.3.6計算結果所有桿長數據如下： （單位均為mm）固定點坐標：A(1000,5696) M(3000,2696)桿長：AB=3208 BC=1788.2 BD=6000 AD=8000 DG=6999.98 KG=49

23、99.25 DK=3001.46 DE=1999.97 FG=1000 GJ=1746 IJ=1021.38 IG=897.84 HI=1000 HF=1500 油缸：MC=3799.77 MC=2551.8 BE=5168.62 BE=4624.5 EH=5428.97 EH=4157 三、 工作裝置主要部件的強度校核主要結構件的計算主要是指對斗桿和動臂在不利工況下進行載荷分析，以計算其材料與結構的強度。3.1斗桿反鏟挖掘機斗桿的強度主要由彎矩控制。取以下兩個工況位置進行強度校核。3.1.1 工況一1、動臂位于最低；2、斗桿油缸作用力臂最大；3、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的

24、延長線上；4、側齒遇障礙有橫向作用力。切向最大挖掘力取決斗桿油缸的閉鎖力，取斗桿為隔離體，按力矩平衡求得：式中，斗桿和鏟斗的重量（噸）；斗桿和鏟斗長（米）；斗桿重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）；鏟斗重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）取鏟斗為隔離體，按力矩平衡求得鏟斗油缸工作力：式中，鏟斗重力到鏟斗與斗桿鉸點的距離（米）；連桿到鏟斗與斗桿鉸點的距離（米）；連桿到搖桿與斗桿鉸點的距離（米）；搖桿的長度（米）。法向阻力取決于動臂油缸的閉鎖力，取整個工作裝置為隔離體，由力矩平衡求得： (噸)式中，切向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；法向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；動臂油缸作用力到動臂下鉸點的力臂

25、（米）；工作裝置各個部分對動臂下鉸點的力矩和。鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力取決于回轉平臺的制動力矩： (噸)式中，橫向挖掘阻力與回轉中心間的距離。按圖解法和力平衡方程求得斗桿所受作用力。此外，斗桿與鏟斗鉸點處還作用有和產生的橫向力矩：式中，b鏟斗寬（米）。切向挖掘阻力作用于斗邊齒，造成對斗桿的扭矩： (噸*米)按以上作用力分析，作斗桿內力圖，包括軸力N，斗桿平面內的剪力和彎矩，斗桿平面外的剪力和彎矩，以及扭矩。取彎矩最大處進行校核，斷面如圖3-2所示： 圖3-2斷面面積為： 斷面轉動慣量： 斷面處壓應力為： 斗桿平面內剪應力為： 圖3-3斗桿平面內彎曲正應力：斗桿平面外剪應力為： 斗桿平面外

26、彎曲正應力： 按閉口薄壁桿件公式計算扭轉剪應力：=14.7 式中，截面中線所圍面積 最小壁厚此時，有附加載荷，斗桿安全系數取為2，材料16Mn的屈服極限=350，則，許用應力最大壓應力X方向最大剪應力Y方向最大剪應力故，強度滿足。3.1.2工況二1、動臂位于動臂油缸最大作用力臂處；2、斗桿油缸作用力臂最大；3、鏟斗斗齒尖，動臂與斗桿鉸點，斗桿與鏟斗鉸點三點位于同一直線；4、正常挖掘，挖掘阻力對稱于鏟斗，無橫向力。斗桿受力分析同工況一。切向最大挖掘力取決斗桿油缸的閉鎖力，取斗桿為隔離體，按力矩平衡求得： (噸)式中，斗桿和鏟斗的重量（噸）；斗桿和鏟斗長（米）；斗桿重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）

27、；鏟斗重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）取鏟斗為隔離體，按力矩平衡求得鏟斗油缸工作力： (噸)式中，鏟斗重力到鏟斗與斗桿鉸點的距離（米）；連桿到鏟斗與斗桿鉸點的距離（米）；連桿到搖桿與斗桿鉸點的距離（米）；搖桿的長度（米）。法向阻力取決于動臂油缸的閉鎖力，取整個工作裝置為隔離體，由力矩平衡求得：2.571(噸)式中，切向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；法向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；動臂油缸作用力到動臂下鉸點的力臂（米）；工作裝置各個部分對動臂下鉸點的力矩和。按圖解法和力平衡方程求得斗桿所受作用力。按以上作用力分析，作斗桿內力圖， 包括軸力N，斗桿平面內的剪力，彎矩如圖3-4。取彎矩最大

28、處進行校核，斷面如圖3-5所示： 圖3-4受力分析同上。斷面處壓應力為： 斗桿平面內剪應力為： 斗桿平面內彎曲正應力：此時，為主載荷，斗桿安全系數取為2.5，材料16Mn的屈服極限=350，則，許用應力 最大壓應力 圖3-5最大剪應力故，強度滿足。3.2 動臂反鏟裝置動臂的強度校核按挖掘中動臂可能出現的最大載荷來選定計算位置。3.2.1、工況一1、 工作裝置處于最大挖掘深度處；2、 正常挖掘，無橫向作用力。切向最大挖掘力取決斗桿油缸的閉鎖力，取斗桿為隔離體，按力矩平衡求得： 式中，斗桿和鏟斗的重量（噸）；斗桿和鏟斗長（米）；斗桿重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）；鏟斗重力到動臂與斗桿鉸點的力臂（米）法向阻力取決于動臂油缸的閉鎖力，取整個工作裝置為隔離體，由力矩平衡求得： (噸)式中，切向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；法向挖掘阻力到動臂下鉸點的力臂（米）；動臂油缸作用力到動臂下鉸點的力臂（米）；工作裝置各個部分對動臂下鉸點的力矩和。取鏟斗和斗桿為隔離體，求得斗桿與動臂鉸點處的作用力。再取動臂為隔離體，求得動臂下鉸點的作用力。按以上作用力分析，作動臂內力圖，包括軸力N，動臂平面內的剪力和彎矩如圖3-6。取動臂彎曲處進行強度校核，斷面如圖3-7：斷面面積為： 斷面轉動慣量： 取動臂安