液压挖掘机正铲工作装置设计（带cad和文档）
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南昌航空大学科技学院学士学位论文目录1 前言11.1课题研究的背景和意义11.2 液压挖掘机研究现状及发展动态11.2.1 国外的研究现状及发展动态21.2.2 国内的研究现状及发展动态31.3 本文研究的主要内容42液压正铲挖掘机工作装置的运动分析52.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理52.2 工作装置结构方案的确定62.3 工作装置运动分析92.3.1动臂运动分析92.3.2斗杆运动分析112.3.3斗齿尖的几种特殊工作位置的计算123 工作装置尺寸的设计确定153.1应用举例15 3.1.2动臂及斗杆长度确定163.1.2机构转角范围确定173.2 油缸铰点及行程确定173.2.1动臂油缸的铰点及行程确定173.2.2 斗杆油缸铰点及行程确定173.2.3 铲斗油缸铰点及行程确定183.3工作装置的位置模型建立183.3.1 动臂与平台铰点位置C的确定183.3.2 动臂及斗杆长度的确定193.3.3 机构转角范围确定193.4工作装置油缸铰点及行程确定243.4.1动臂油缸的铰点及行程确定243.4.2斗杆油缸铰点及行程确定273.4.3铲斗油缸铰点及行程确定303.5液压正铲挖掘机三维模型324 结论33参考文献34致谢35毕业设计（论文）外文翻译题目 采矿作业的机械化及自动化专 业 名 称 机械设计制造及其自动化班 级 学 号 078105111学 生 姓 名 黎鹏指 导 教 师 邢普填 表 日 期 2011 年 5 月采矿作业的机械化及自动化采石挖掘机工作装置的模型 E. V. Gaisler, A. P. Mattis, E. A. Mochalov,and S. V. Shishaev我们用由安装在一面墙上的冲级快驱动装有刀片的桶开发出了一个露天矿场使用的挖掘机数学模型。铲斗操作如下：当铲斗与岩石表面接触时，它被破坏的力大于铲齿所受的总摩擦力和驱动装置给于它的驱动力，使冲击块带有动能。冲击块的运动导致铲齿铲入岩石中，并在岩石表面形成深深的痕迹。减小位于铲齿下方的受力面积，于是就形成了所谓的“破坏结合区”。破坏这个区所需要的力比破坏完整的块要小的多利用这些活动的块，岩石将可以在不利用preloosening的情况下被挖掘描述铲斗开挖过程中的主要参数包括岩石的力学性能，外力影响下各力学属性的变化，驱动装置的工作特性和设备的参数，在挖掘过程中产生的两种破坏方式：切割和冲击破坏作用在各铲齿表面的几何方向上的力表现在挖入过程中的阻力，映射在冲击块轴向的力的总和为P1。垂直轴方向的力的总和为P2.垂直于铲齿运动方向上的 力的中和为零。因为压裂是块的主要破坏方式。以下是为了描述铲斗运动的数学模型的设想：-铲斗内岩石的重心和铲斗的重心是相对固定的-铲齿是连续分开排列的-各铲齿的负载相等的-铲齿切入岩石的瞬间冲击-铲斗内部物体的阻力忽略-相对于动臂旋转轴的瞬间摩擦力忽略通过以上假设，铲斗的运动就可以用在外力作用下的二维运动机构来表示，它包括压力装置的驱动力和提升装置的产生的力，重力和岩石表面产生的阻力。任一时间段斗的位置由坐标r（t）来定义，距离（oc）和（t）-斗杆与boom之间的角度，该装置的动力由 = ( + m) ,- + JT (1)来表示。其中m1表示岩石和铲斗的重量，m2表示斗杆和空铲斗的质量，J表示铲斗加岩石和斗杆相对于其旋转轴的瞬间惯性。Y = ml (r + lCBii)+ J + mi(r- rl) 2 + IGA), (2)其中J1是指空斗与斗杆的转动惯量，r-r1是空斗重心与斗杆重心的在坐标内的距离。在铲斗中的岩石的质量m取决于铲斗前沿的运动路线和岩石表面的初始形状。为了写出一个表示岩石质量增长率的表达式。我们将考虑使用图2中的方案，入股铲斗前沿在时间t内的运动路线用曲线 f2 (r2， 2)来表示，岩石的初始形状用曲线 f3 (r3， 3)表示，r2, , r3, 3是在零点位置的极坐标，在时间t内，铲斗前沿走过了ICDI的闭合路线：在这种情况下，当d 2 = d 3在时间t内质量的增长则有dm1=1/2pb(OCOD-OAOB)sind来决定。dm = T ,B (I OC l I OD I -I OA . I OB I) sin da 2，其中o是岩石的密度，B是铲斗边缘的宽度。我们从简图中可以看出：loci = r, ION = r= dr, IOAI = r, IOBI = r dr3.考虑到sin da da 2和忽略面积的微小变量，我们写出以下公式：增量da2等于斗臂在时间t内的角速度和时间增量t的乘积。i.e., d 2 = da 3 = &dt.，于是质量的增长率则由.3表达出来了。单位时间t内陷入铲斗中的岩石质量则由表达，这里面的m1只是时间t的一个函数。利用一个质量变化动力学的基本方程式，我们可以证明拉格朗日方程式是适合关联重心的绝对速度等于零的变量点机械运动力学系统的。考虑到一个机械运动系统包含n个由以速度vi运动的质量为m1，m2的材料的重心。拉格朗日方程式中的m1=在2, p. 340中衍生出的常数。考虑到m i = mi(t)的情况，在下述的2中，我们引入广义的坐标 q，于是。其中ri是质心的位置向量，于是其中qj是广义速度，在任何时间的机械系统的动能由表示我们发现关于整个坐标的动能的偏导数qj广义速度.qj： 我们区分这相对于时间的表达式考虑到第一数据，考虑到动态变量的基本方程-相关联块质心的绝对速度为零2, p. 143 其中P是作用于点而产生的力，通过材料的变量，我们得出其中R是适用于its点的反作用力，于是得出 第二数据是，实际上，8T/Sqj 2, p. 342。我们得出： 对于具有固定的完美约束系统QjR = 0它是包含变量的机械系统的拉格朗日方程相关联块的绝对速度为零的假想质心，这等同于派生恒体积的材质分属于机械系统的拉格朗日方程这一机制的拉格朗日运动方程其中Q1，Q2是作用于替代的和，如下： 图1活动斗挖掘机的设计方案图2铲斗内岩石质量增量的计算 其中是F1和F2两个力之间的角度由驱动器和升降机构产生的力挖掘机驱动装置和提升装置的参数确定了瞬间作用在电机轴和其转速的关系。所以f1() 和 f2(, &)的函数组成取决于驱动器的特性和压力机制与提升机制间的传动比。Ql 和Q2的表达式包括力 Pl 和 P2。他们是挖掘阻力的组成，他们可以利用数学模型来估算-泽莱宁、 韦特罗夫，巴洛夫涅夫和费德罗三世等的逻辑模型。通常，挖掘阻力取决于土层的物理性质，铲齿的几何形状，挖掘角度和剪切层的密度，我们应该考虑到最后两个参数必须绝对的取决于时间： 计算出动能的导数之后，将他们代入拉格朗日方程式内，我们得出：其中Q1和Q2已在方程式6中定义。该机制的运动可由方程式8表达出来。这些方程式的初始条件为： 表一：特别的破坏能量地面温度.t /C含水率斗杆能量特别破坏的能量E01*1/100KWH/m3参考砂42516231.50.09700.30386壤土砂42511211.50.08030.41416壤土粘土42516401.50.18070.35216粘土42518311.50.29910.40156壤土粘土71.30.2048*壤土砂71.30.1026*壤土砂71515182.20.13570.19797煤6.07.00.17000.17048-来自采矿协会，西伯利亚分院，苏联科学研究院的研究资料。 在岩壁的工作中，有三种主要的操作模式：1.在完整的岩床上切割，2.冲击和移动铲斗以铲齿侵入一定的深度，3.切割干扰结合区域。等式2-8及初始条件9组成一个数学模型用来描述在切割的挖掘方式的工作过程。我们将描述在操作模式2中铲斗的运动，在时间t1间从模式1到模式2的状态的转变是其中u是摩擦系数。这个行程是在时间t2=t1+T1+T2中完成的。T1是装置的启动时间，T2冲击的循环时间，当产生冲击的时候，铲齿铲入岩石内部的一段长度为岩石的一个性质函数，铲齿的几何形状，和冲击能量。现场研究和在实验室测量在冲击时铲齿的铲入情况，由采矿研究院，工程机械研究院，Skochinski研究院和卡拉干达理工学院【4-6】进行指导，建议用岩床被压裂的特殊情况来评估压裂效果的某些特征。对于压裂的能量单位这种特征可以利用和衡量每单位岩床的能量e.g.。岩石的最终抗压强度，i.e.。其中A是独立的冲击能量，J,K0是岩床上冲击能量的传递系数。X是一次冲击时铲齿的穿透深度。m；F3是压裂的横切面积m的平方。a是岩石的最终抗压强度，千牛/平方米。 E0的估算取决于岩床的机械性能和它的环境。在冻土层用对称的契状工具每次冲击的破坏能量的变化，由工程设计研究院给出的单一的冲击密集度来确定。已在表一中给出，铲斗的侵入深度可以用一下公式定义：此外，E0可以由实验测得也可以从【7-9】的报告中的数据来估算。冲击之后，铲斗的运动再次用方程式2和8来表达。但是由于条件的限制，直到铲斗前沿的运动距离X。 图3斗杆的旋转角度相对时间的坐标系（1-冲击后不对C进行削弱调整的挖掘，2-一次弱化的C，3-二次弱化的C，4-实验数据，1-3-岩石（f=5，C1=30*1000000H/平方米，。）。4-粉砂岩，【】。 方式3中的条件转变表示为：（12）满足条件（12）后，方式3中的切割就开始了。 岩石的抗破坏阻力通常由非正式的表达式表达： .（13）其中是标准压强，是内摩擦角，C是岩石的粘合力，莫尔-可以通过函数方程式10计算的破坏载荷作用下的主应力的库伦准则： .(14)其中是相对于应力应变曲线的最大主应力。根据和还有方程（13）（14）来表示的 和。我们获得一个关于粘结力最终单轴抗压强度的函数表达式C：(15)表达式（15）体现了岩石体在冲击后主要特征粘结力的变化是降低的，岩床的结合力可由一下方程式表达： .（16）其中C1是一块岩石的结合力，是岩床的削弱系数。它是一个平均块大小的函数，主要的破裂网络和在方程式8中提出的挖掘方向。冲击之后，结合力其中是代表冲击载荷作用下的岩床上附加的削弱系数。在冲击载荷作用点上，岩石被压碎，根据定理（7），2.在冲击之后的的影响降至0.0005，铲齿铲过破坏结合区时，在特定模式下它提升到的初始值（研究C=f（x）的特性是一门独立的学科）。在第一次逼近的时候，该区域的面积和结合力的大小可以通过表达式7-9估算出来，铲斗在破坏结合区的那一刻可以用表达式2-10表达，加上加在C（岩石结合力）上的附加系数。随着C的递增，P1和P2的数值也逐渐增大，铲斗的下一步运动是遵循模式1还是2，取决于是否满足条件（10）.方程式2-8适用于所有铲斗的运动模式，加上P1。,P2和C的各自参数的限制，模式的转换取决于是否满足条件9和10。由等式4,6,8组成的描述挖掘机铲斗的工作进程的数学模型，由非线性的微分方程组组成。可以自动进行选择和能精确控制的一个改良版的莫森运算法则被用来解决这个系统中的问题。这个模型已被互交换模式的计算机进行程序化，在解决的过程中，铲斗的运动轨迹可有所选择的升降机构和压力机构的驱动器的负载特性进行调整。i.e.。通过选择适当的函数式：。它相当于控制挖掘机的实际进程。 几个可供选择的方案用于估算这个模型，结果在图三中很明确的表示出来了。 在第一种情况下，压裂完全是由冲击载荷引起的。单一的冲击能量是不足以创建“破坏结合去”的（曲线1）.其他两种情况是不同形式的的在“破坏结合区”的弱化衔接（2.一次弱化3.二次弱化）。模拟结果是：与在kemerovougol的克拉斯诺戈尔斯克区分部的粉砂岩层进行现场实验的数据（图三中的虚线）比较，在实际进程与模型之间观察到相似之处（误差不超过30%）。最小的差异是通过在“破坏结合区”结合力的线性削弱得出的。通过这个数学模型，我们可以调查各种不同工作进程中的参数，这些机构的挖掘条件设置应满足不同的技术和经济参数和挖掘目标。 参考资料1. A. I. Fedulov and V. N. Labutin, Impact Coal Destruction in Russianl, Nauka, Novosibirsk(1973).2. A. A. Yablonskii, A Course in Theoretical Mechanics, 5th reved. in Russian,Vysshaya Shkola, Moscow (1977).3. V. I. Balovnev, Modeling of the Interaction of Actuator Elements of Road ConstructionMachines with the Surrounding Media in Russian, Vysshaya Shkola, Moscow (1981).4. V. A. Sidorov, A study of the process of destruction of permafrost grounds with solidinclusions by a frequent-stroke working element (with special reference to the Norilskindustrial region), Candidates Dissertation, Technical Sciences, VNIIstroidormash,Moscow (1977).5. A. F. Kichigin and E. I. Safankov, Test ground studies of an active bucket of an E-652 excavator, in: Construction Machines and Mechanisms in Russian, Politekh.Inst., Karaganda (1972).6. N. G. Antsiferova, A. M. Demenok, A. A. Korablev, et al., Experimental studies offorce and kinematic parameters of a high-power dynamic installation, in: Technologyand Mechanization of Coal Mining in Russian, A. A. Skochinskii IGD (1971).7. S. T. Sofronov and O. N. Egorova, Theoretical evaluation of an impact destructionzone, in: Methods of Solution of Problems of Mathematical Physics in Russian,Yakutsk (1980).8. Yu. I. Belyakov, Improved Technologies for Mining and Haulage in Open Pits in Russian,Nedra, Moscow (1977).9. O. D. Alimov, V. K. Manzhosov, and V. . Eremyants, Impact: Propagation of DeformationWaves in Impact Systems in Russian, Nauka, Moscow (1985).10. R. Goodman, Hard Rock Mechanics Russian translation, Stroiizdat, Moscow (1987). 学士学位论文原创性声明本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研究成果,也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期：学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权南昌航空大学科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 作者签名： 日期：导师签名： 日期：毕业设计（论文）开题报告题目 液压挖掘机正铲工作装置设计专 业 名 称 机械设计制造及其自动化班 级 学 号 078105111学 生 姓 名 黎鹏 指 导 教 师 邢普填 表 日 期 2011 年 5 月 一、选题的依据及意义：液压挖掘机正铲挖掘装置主要 爆破后的岩石、矿石等为主要工作对象，工作装置由斗杆、动臂、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸等部件构成，属于大、中型挖掘机。斗容量一般在3 以上 ，它的工作条件十分恶劣斗齿上的作用力大，铲斗磨损剧烈。其工作机构的设计台理与否直接影响整机的技术性能和生产效率，采用优化设计方法确定工作机构主要参数，对不同设计方案进行分析比较，从而获得撮优的设计方案，能够极大地提高设计效率，缩短设计周期，提高设计质量 对于液压挖掘机的研制和开发具有深远的理论意义和实际意义。目前我国露天矿的开采规模逐渐扩大，为了适应日益增大的矿用汽车铲装的需要，这就需要较大斗容的挖掘机，由于挖掘机愈大，每单位土石方的施工成本愈低，而液压挖掘机较机械式挖掘机有很多优点，但是国内对大型液压正铲挖掘机的研究较少，液压挖掘机工作装置是完成挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到挖掘机的工作性能和可靠性，对其研究是整机开发的基础，对工作装置进行优化，目的在于缩短研究和开发周期，降低产品成本，提高设计质量，本课题的任务就在于此1。 现代化建设速度，在很大程度上取决于各种工程建设速度，而工程机械水平的高低，又直接对工程建设速度发挥着促进或抑制作用。传统研发管理及设计方法只是被动地重复分析产品的性能，而不是主动地设计产品的参数。作为一项设计，不仅要求方案可行、合理，而且应该是某些指标达到最优的理想方案。随着电子计算机的应用，在机械设计领域内，已经可以用现代化的设计方法和手段进行设计，来满足对机械产品提出的要求。利用优化设计方法，人们就可以从众多的设计方案中寻找出最佳设计方案，从而大大提高设计效率和质量。可靠性是我国工程机械的致命弱点，我们要正视差距，增强科研开发力度，提高技术水平，更多地发展具有自主知识产权的高质量产品，进一步促进工程机械的发展1。二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动半回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动全回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程。我国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为1m3的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。 新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪3040年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。1967年开始，我国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WYl00型、贵阳矿山机器厂的W4-60型、合肥矿山机器厂的WY60型挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WYl60型和杭州重型机械厂的WY250型挖掘机等。它们为我国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的一步。 到20世纪80年代末，我国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。但总的来说，我国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量等与国际先进水平相比，有很大的差距。 改革开放以来，积极引进、消化、吸收国外先进技术，以促进我国挖掘机行业的发展。例如，中国第一拖拉机工程机械公司、广西玉柴股份有限公司、柳州工程机械厂等。这些企业经过几年的努力已达到一定的规模和水平。业内人士指出，我国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展；斗容量宜控制在0.1-15 m3；而对于大型及多斗挖掘机，由于液压元件的制造、装配精度要求高，施工现场维修条件差等，则仍以机械式为主。应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化。工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本等是斗容量3.5-40 m3单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-150 m3的剥离用挖掘机，斗容量132 m3的步行式拉铲挖掘机；B-E(布比赛路斯一伊利)公司生产的斗容量168.2 m3的步行式拉铲挖掘机，斗容量107 m3的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机。 从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。 三、研究内容及实验方案： 研究内容：主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五部分:(1) 挖掘机工作装置的总体设计。(2) 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。(3) 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。(4) 工作装置主要部件的结构设计。(5) 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。实验方案：1.收集有关资料、写开题报告；2.翻译外文资料；3.再次熟悉PRO/E软件；4.设计计算各机构的尺寸并绘出各机构的CAD图纸；5.根据二维图纸用PRO/E绘制出各机构的三维模型；6. 对绘制出的模型进行装配；7. 对装配后的运动机构进行动态仿真；8.对计算的尺寸及各机构的应力分析等进行说明（即写说明书）9. 撰写毕业设计论文。四、目标、主要特色及工作进度目标：查找各方面的资料，对正铲挖掘机的工作装置进行设计，计算，并熟练的用PROE软件绘制出正铲挖掘机的各机构并装配起来，对其进行动态仿真工作进度： 1. 3月14日3月20，查找资料写开题报告2. 3月20日4月5日，设计计算各机构的尺寸及进行应力分析，并写说明书3. 4月6日5月1日，用PROE绘制三维模型并进行动态仿真4. 5月1日5月10日，外文翻译五、参考文献1王新中.国内外矿用挖掘机发展状况J.矿山机械，2004(9):52-53 2矿用挖掘机发展方向J.中国矿业报,2002,16(7):255 3张宏，赵光.从慕尼黑 bauma 展看当今挖掘机技术发展J，建筑机械化，2007,6:8-10 4张润利，刘伯颖.工程机械专利信息之小型挖掘机篇J，工程机械，2006(4):21-26 5方良周.MX80 液压挖掘机工作装置的仿真与铲斗机构的优化D.沈阳：东北大学，1996 6同济大学等.单斗液压挖掘机(第二版)M.北京:中国建筑工业出版社，1986,12:50-114 7赵培训.单半液压挖掘机工作机构运动分析参数优化和动态模拟系统的研究D.西安：西安公路交通大学，1998 8范进桢，孟宪慧等.挖掘机挖掘作业工程的动力学研究J.矿山机械，2005，09：3941 9史清录，林慕义，康健.挖掘机的最不稳定姿态研究.农业机械学报J，2004(9): 3235 10张石强.正铲液压挖掘机挖掘性能通用分析方法研究D.重庆：重庆大学硕士学位论文，2006,10 11冯培恩，陈文平，潘双夏.复杂机械CAD系统开发策略及应用实例J.机械工程.1989 (4): 6-9 12潘双夏，冯培恩，郭建瑞，全永新.液压挖掘机智能CAD策略研究.机械工程J， 1991(10):19-22 南昌航空大学科技学院学士学位论文液压挖掘机的的发展及设计 学生姓名：黎鹏 班级：0781051 指导老师：邢普摘要：近年来，随着钢铁业、煤炭业、电力业的持续迅猛发展，挖掘机等工程机械的需求日益增加，并广泛地运用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事的土石方施工和矿山采掘工业中。由于其作业工况复杂多变，挖掘方式往往是凭借操作者的经验，根据实际作业工况决定，为了减小操作者的挖掘经验对挖掘效果的影响，就迫切需要建立起铲斗挖掘轨迹与各液压缸的直接对应关系，实现挖掘机操作的自动化。同时由于挖掘机的工作环境的复杂性及工况的多变性，就要求液压挖掘机本身结构要根据环境的不同作相应的调整，这就决定了挖掘机设计的平凡性、重复性。然而液压挖掘机的工作装置又是一个多自由度的多杆系统，各铰点的确定非常复杂，这些因素就造成了液压挖掘机的投资大、设计周期长，严重地影响了厂商的经济效益及国民经济的发展。本文主要的设计工作主要有以下几个方面：在现场测绘及参考有关资料的基础上了解液压挖掘机的工作方式及工作环境。确定液压挖掘机各个工作装置的结构，查找相关资料并结合经验公式对挖掘机工作装置的总体进行设计，用比例法和经验公式计算出工作装置各部分的基本尺寸并对其进行应力分析，然后绘制出其二维CAD图纸，继而用PRO/E画出各装置的三维模型。将各装置装配后对其进行运动模拟仿真。关键词：挖掘机；工作装置；CAD;PRO/E;运动仿真 指导老师签名：The development and design of hydraulic excavator Student name：lipeng class：0781051 Supervisor：xingpuAbstract：In recent years, as steel, coal industry and quarrying continued rapid development, excavators engineering machinery requirement increasingly, and is widely used in housing construction, road engineering, water conservancy construction, forestry development, port construction, national defense construction and conditions of fortifications mining extraction industryDue to the complex and changeable, mining operation condition is often with operator way according to the actual working experience, decision, in order to reduce homework to excavate the mining experience operator, the effects will is in urgent need to build up the bucket with various hydraulic cylinder dig trajectory direct corresponding relation, realize the automation. Excavator operationAt the same time because of the complexity of an excavator working environment and conditions, requires the fluidity of hydraulic excavator itself according to the different structural environment makes the corresponding adjustment, this determines the excavator design of ordinary sex, repeatability. However hydraulic excavator working device is a much more freedom, the hinge point bar system to determine the very complex, these factors will cause the hydraulic excavator big investment, design cycle is long, the serious influence on the economic benefits of the manufacturers and national economic development. This paper mainly design work mainly in the following aspects: in the field surveying and mapping and reference on the basis of relevant information about the hydraulic excavator way of working and working environment Determine the hydraulic excavator, each working device search relevant material and structure of practical experience formula of the overall work device for excavators designed, use proportion method and experience calculation work device each part of basic size and carries on the stress analysis, and then plot its two-dimensional CAD drawings, and then painted with PRO/E 3d model of each device. After each device assembly of its motion simulationKeywords: Hydraulic Excavator; Working device; Boom;Stick;Face-shovel Signature of supervisor:3南昌航空大学科技学院学士学位论文1 引言1.1课题研究的背景和意义目前我国露天矿的开采规模逐渐扩大，为了适应日益增大的矿用汽车铲装的需要，这就需要较大斗容的挖掘机，由于挖掘机愈大，每单位土石方的施工成本愈低，而液压挖掘机较机械式挖掘机有很多优点，但是国内对大型液压正铲挖掘机的研究较少，液压挖掘机工作装置是完成挖掘机各项功能的主要构件，其结构的合理性直接影响到挖掘机的工作性能和可靠性，对其研究是整机开发的基础，对工作装置进行优化，目的在于缩短研究和开发周期，降低产品成本，提高设计质量，本课题的任务就在于此1。 现代化建设速度，在很大程度上取决于各种工程建设速度，而工程机械水平的高低，又直接对工程建设速度发挥着促进或抑制作用。传统研发管理及设计方法只是被动地重复分析产品的性能，而不是主动地设计产品的参数。作为一项设计，不仅要求方案可行、合理，而且应该是某些指标达到最优的理想方案。随着电子计算机的应用，在机械设计领域内，已经可以用现代化的设计方法和手段进行设计，来满足对机械产品提出的要求。利用优化设计方法，人们就可以从众多的设计方案中寻找出最佳设计方案，从而大大提高设计效率和质量。可靠性是我国工程机械的致命弱点，我们要正视差距，增强科研开发力度，提高技术水平，更多地发展具有自主知识产权的高质量产品，进一步促进工程机械的发展1。1.2 液压挖掘机研究现状及发展动态 挖掘机作为一种典型的土石方施工设备，在基础设施建设中起着十分重要的作用，因此加强对挖掘机的研究具有十分重要的意义，随着能源的紧缺和人们对环保意识的增强，节能技术研究成为同行学者关注的焦点没随着人类空间获活动的延伸，以及人类对挖掘机工作环境与功能要求的延伸，在遥控挖掘机和机器人化挖掘机研究方面正进行不懈努力，遥控挖掘机的研究离实用化已经不远，开发智能化的多功能挖掘机并使之成为真正的挖掘机器人还是人们追求的目标。由于挖掘作业中负载变化剧烈，有些学者已经开始将振动挖掘方式运用于减少挖掘阻力，减低功率消耗以及延长机器使用寿命方面的研究。近年来，随着人类对自然的开发，挖掘机也朝着大型化大功率化发展，从而满足人类对大型工程的需求。1.2.1 国外的研究现状及发展动态1）国外产品发展趋势1950 年在意大利生产了第一台液压挖掘机，由于其挖掘能力强、生产率高、通用性好、操纵轻便等特点，在工程建设施工中起着重要的作用。六十年代，随着西方经济的发展，液压挖掘机需求数量急剧上升，但大多数属于中小型液压挖掘机。七十年代开始，随着科学技术的进步和大型水电工程及大型露天矿建设的需要，液压挖掘机向高速、高压、大斗容、大功率发展。随着液压挖掘机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名的挖掘机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高产品的竞争力。国外的一些公司开始研制大型矿用液压挖掘机，其中以德国、法国产品居多。 在液压挖掘机产品功能方面，液压挖掘机工作装置向多功能化的方向发展。当液压挖掘机配置不同的作业装置时，可以用来吊、夹、推、刮、松、挖、装、铣削、拆除、清除和压实等作业，且大都采用快换装置，驾驶员在驾驶室内就可以完成作业装置的更换，一般在2分钟内就可以完成作业装置的更换。工作装置中动臂、斗杆结构变化多样，扩展了主机的使用功能。随着传统型和通用型产品样机减少，一些有特殊构造的、有特色的产品和多功能的产品备受用户的青睐，这些多用途作业装置大大扩展了液压挖掘机的功用，提高了产品的施工适用性。同时也体现了各厂家市场差异化的产品发展战略和各自的技术水平。所以，研究专业性的挖掘机设计理论、方法甚至是专用软件，以便缩短设计周期、提高产品性能和可靠性，快速响应市场和用户的要求。2）国外液压挖掘机设计方法研究现状（1）设计理论和方法研究及应用。国外生产企业在产品的设计和研制过程中，广泛推广采用有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论、断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究方面，促进了产品的优质高效率和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并创立了预测产品失效和更新的理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程序，研制了可靠性处理系统。借助于现代设计理论和方法，缩短了新产品的研发周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，提高其可靠性和耐久性。例如，德国Demag公司的H485型液压挖掘机，0&K公司的RH-400型液压挖掘机，Liebher的8994型液压挖掘机，法国Poclain公司的1000CK型液压挖掘机，都是应用现代设计理论和方法设计的新型机型。 （2）重视实验研究和电子计算机技术的应用。近年来，国外液压挖掘机产量急剧上升，结构逐步完善，在工程建设和施工行业中占有很重要的位置。液压挖掘机迅速发展的根本原因，在于机械本身的优越性，也由于下述几个因素：重视试验研究工作，液压挖掘机的研制除了保证机械技术性能以外，十分重视挖掘机的使用经济性和工作可靠性，研制过程中，进行各种性能试验和可靠性试验，包括构件强度试验、系统试验、操纵试验、耐久性试验等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；重视电子计算机技术的应用，设计制造更轻便的工作装置，而不削弱其强度，其实对挖掘机工作装置的研究已经十分成熟。它的应用加快了新产品的发展速度，使新产品从设计到批量生产的周期缩短到23年左右。 （3）采用新结构和新材料，利用现代设计技术和先进制造技术，仍是保证和提高液压挖掘机性能的一个较重要的途径2。1.2.2 国内的研究现状及发展动态 自20世纪80年代以来，国外一些先进商用有限元、多体系统动力学软件进入我国，如ANSYS，ADAMS，MEDYNA，MOCAL，ALGOR等，应用于液压挖掘机的结构分析、仿真和优化。国内对于挖掘机工作装置设计理论与方法的研究可归纳如下： （1）工作装置的运动分析。对工作装置的运动分析，关系到挖掘机的力学分析，是其他分析与设计的基础。文献15利用个人编制的软件对液压小型反铲挖掘机各种静态姿态角度下的理论挖掘力进行了分析与仿真；文献16利用矩阵变换原理对单斗反铲液压挖掘机进行了详尽的阐述；文献17对液压挖掘机反铲工作装置各主要构件进行了运动学和动力学分析，得到了反铲装置各关键点的坐标和实现挖掘力的限制条件；文献18利用拉格朗日第方程对液压挖掘机的工作装置建立了挖掘作业过程中的动力学模型，对其动能、势能和挖掘力进行计算，为分析挖掘作业工作装置所受到的力和运动之间关系、控制作业规划和仿真提供了理论基础。 （2）工作装置的优化。优化设计方法己在我国工程设计领域得到广泛运用。它是建立在近代数学最优化方法和计算机程序之上，解决复杂设计问题的一种有效工具，是计算机辅助设计(CAD)应用中的一个重要方面。它运用到机械设计中，能根据产品的要求，合理地确定和计算各项参数，以其达到最佳设计目标。文献19应用变换矩阵来建立数学模型，编制挖掘机工作装置设计软件对挖掘机工作装置进行快速有效的计算。文献20针对液压挖掘机铲斗连杆机构采用复合形法进行优化求解，并且给出了程序设计的流程框图。文献21提出了利用优化方法分析计算挖掘机在各种工况下的稳定系数和具体解决方法，找出并分析了挖掘机在特定工况下的最不稳定姿态，为挖掘机的稳定性分析提供了理论计算公式和具体分析手段。文献22开发了液压正铲挖掘机工作装置通用分析软件，只能对现有的机型进行分析，没有从原理出发对工作装置参数进行设计，并进行优化。国内太原重型机械学院和浙江大学在这方面做出了突出的贡献，浙江大学1988年开发了一个用于液压挖掘机CAD的大型软件系统，在此基础上于90年代初开发了液压挖掘机的集成化智能CAD系统；此外太原重型机械有限公司研究所利用UG开发计算68m挖掘机的三维仿真软件；徐州工程机械研究所利用I-DEAS软件完成WY20整机、WY20A工作装置的三维实体造型等。但是由于受客观条件的限制，在产品的设计制造中大部分工作还是采用传统的设计方法和理论，虽然采用了优化设计方法，但主要针对国内小型液压反铲挖掘机的设计做了大量工作。 （3）正铲工作装置设计现状。由于矿山条件恶劣，液压挖掘机在矿山没有得到广泛应用，因此国内对液压正铲挖掘机的研究很少，没有形成自己的设计体系。近年来随着液压技术的发展及液压元件质量的提高，大型液压正铲挖掘机在矿山才得到应用，合理地设计工作装置的主要构件是行业发展的需要。 目前研究液压挖掘机工作装置设计的重点在于：提高工作装置结构件的可靠性和耐久性；对工作装置机构进行计算机辅助计算和优化设计，提高挖掘机的挖掘性能，同时使挖掘机设计人员从繁忙的计算中解脱出来。因此，开发一个专业化的工作装置设计的工具软件显得非常必要3。 1.3 本文研究的主要内容 本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五部分:(1) 挖掘机工作装置的总体设计。(2) 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。(3) 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。(4) 工作装置主要部件的结构设计。(5) 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型2液压正铲挖掘机工作装置的运动分析2.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理液压正铲挖掘机由工作装置，上部转台和行走装置三大部分组成，如图 2.1 所示。其中上部转台包括动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室；工作装置由动臂、斗杆、铲斗及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成，如图 2.2 所示。 图 2.1 液压正铲挖掘机的基本组成图 2.2 液压正铲挖掘机工作装置挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作4。 在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。2.2 工作装置结构方案的确定正铲工作装置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。 斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力。 正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。有时铲斗缸的活塞杆直接和铲斗铰接形成四连杆机构。挖掘机正铲的铲斗根据结构和卸土方式可分为前卸式和底卸式两大类。 前卸式铲斗卸土时直接靠铲斗油缸使斗翻转，土镶从斗的前方卸出。这种构造简单，斗体是整体结构，刚度和强度都比较好，并且不需要另设卸土油缸，但是为了能将土卸尽，要求卸土时前壁与水平夹角大于45度,因而要求铲斗的转角加大，结果导致所需的铲斗油缸功率增加，或者造成转斗挖掘力下降或卸土时间延长。此外，前卸式铲斗还影响有效卸载高度。底卸式铲斗靠打开斗底卸土。所示的铲斗是靠专门的油缸起闭斗底。挖掘时斗底关闭，卸土时斗底打开，土城从底部卸出。这类结构的卸土性能较好，要求铲斗的转角也小，但必须增设卸土油缸，此外，斗底打开后也影响到有效卸载高度。这类开斗方式现在已少用，目前挖掘机上采用较多的是另一种底卸式铲斗，铲斗由两半组成，靠上部 的铰连接。卸土油缸装在斗的后壁中。油缸收缩时通过杠杆系统使斗前壁(顺板)向上翘起，将土壤从底部卸出。用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车休并且还可以有控制地打开额板，使土或石块比较缓慢地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了车辆的使用寿命。另外这种斗还能用于挑选石块，很受欢迎，但铲斗的重量加大较多，因而在工作装置尺寸、整机稳定性相同的情况下斗容量有所减少，并且由于斗由两部分组成，受力情况较差。采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，因而有些挖掘机已取消了铲斗油缸的连杆装置，铲斗油缸直接与斗体相连接，简化了结构，并在一定程度上加大了转斗挖掘力5。 当挖掘机挖掘比较松软的对象、或用于装载散粒物料时，正铲斗可以换成装载斗，在整机重量基本不变的情况下，这种斗的容量可以大大增加，因而提高了生产率。装载斗一般都是前卸式，不装斗齿，以减小挖掘松散物料时的挖掘阻力。本设计中我采用图2.3这一结构。图 2.3 液压正铲挖掘机结构图 2.4 液压正铲挖掘机机构简图图2.4所示是5 m3正铲挖掘机工作装置的示意图，采用直动臂、直斗杆形式，铲斗为前卸式。动臂和动臂油缸在转台上的铰点分别为C和A，它们的位置以停机面为X轴，整机回转中心线为Y轴(图b)的直角坐标值来表示。这台挖掘机的主要工作油缸共5只，其中动臂油缸两只，置于动臂的两侧；斗杆油缸一只,置于斗杆的中部；铲斗油缸两只，铰于斗杆中部。主要工作油缸的主要参数列于表21中。表 2.1 5m3正铲液压挖掘机主要油缸的主要参数2.3 工作装置运动分析2.3.1动臂运动分析动臂CF的位置由动臂油缸AB的长度决定。和动臂水平倾角之间的关系可用下式表示 （2-1） （2-2）从上式看出，a11-a2对的影响很大，当动臂和油缸的参数不变时，a11-a2愈大动臂提升高度愈小。关于这点在以后还要讨论6。设动臂油缸全缩时动臂倾角为；动臂油缸全伸时动臂倾角为，那么在动臂油缸由全缩到全伸，动臂总的转角为： （2-3）为了便于运算和比较，仍用无因次比例系数表示，即； （2-4）代入式(22)可以得到动臂油缸全缩和全伸时相应的动臂倾角值 （2-5） （2-6）而动臂总转角为 （2-7）动臂油缸伸缩时对C点的力臂也在不断变化，由图可知 （2-8）显然，当ABAC时有最大值，此时，而相应的油缸长度为：=此时的动臂倾角为若用动臂油缸相对力臂（即来表示油缸长为时的力臂，则 （2-9）综上所述，动臂倾角、力臂和都是的参数。2.3.2斗杆运动分析斗杆FQ的位置由动臂CF和斗杆油缸DE的长度所决定。但是动臂的位置随动臂油缸的伸缩而变化，为了便于分析斗杆油缸对头杆位置的影响，假定动臂不动，那么斗杆铰点F以及斗杆油缸在动臂上的铰点D就可以看作为固定基座。与斗杆、动臂夹角之间的关系为 （2-10） （2-11）设斗杆油缸全缩时动臂与头杆的夹角为，全伸时为，那么当油缸由全缩到全伸时斗杆总的转角为 （2-12）斗杆油缸的作用力臂也是可变值。 （2-13）当EFDE时有最大值，即，这时相应的油缸长度为相应的斗杆转角为 （2-14）用斗杆油缸相对力臂值（即）来表示时的力臂，则 （2-15）2.3.3斗齿尖的几种特殊工作位置的计算（1）最大挖掘半径(图2.5)这时C、Q、V在同一条水平线上，而且头杆油缸全伸，即；最大挖掘半径为 （2-16）最大挖掘半径处的挖掘高度相应为 图 2.5 最大挖掘半径（2）最大挖掘高度(图2.6) 图 2.6 最大挖掘高度最大挖掘高度为： （2-17）最大挖掘高度时的挖掘半径 （2-18）如果最大转斗角度不能保证QV垂直向上，即，则应根据实际的值求相应的挖掘高度，如图左上角所示，此时 （2-19）（3）最大挖掘深度(图2.7)这时动臂油缸全缩，头杆FQ及QV垂直向下，即，。 最大挖掘深度为 （2-20）最大挖掘深度时的挖掘半径为 （2-21）假若，则FQ不可能呈垂直状态，此时必须根据具体情况计算实际的最大挖掘深度6。图 2.7 最大挖掘深度（4）停机平面上的最大挖掘半径(图2.8)这是指斗齿靠在地面上、斗杆全部伸出而斗底平面与停机平面平行的工况。此时QV线与地面交成角(角是一个重要的铲斗参数，设计中应认真确定)，根据这种定义可知图 2.8 停机平面上的最大挖掘半径；，其中 （2-22） （2-23）这时停机平面上的最大挖掘半径为 （2-24）如果，则必须根据具体情况重新进行计算。3 工作装置尺寸的设计确定3.1应用举例本章以液压正铲5挖掘机为例，对工作装置参数进行初步设计。 结合 2.4.1 节的分析，初选动臂与平台铰点 A 的坐标： =0.65m，=2.56m。 3.1.1 动臂及斗杆长度确定 由式（2-25）得4.1由经验公式计算结果如表 3.1 所示。 表3-1动臂三维模型斗杆三维模型3.1.2机构转角范围确定液压正铲5挖掘机的工作尺寸如表 3.2 所示。 表3.2动臂、斗杆及铲斗机构的转角范围如表 3.3 所示。 表3.33.2 油缸铰点及行程确定3.2.1动臂油缸的铰点及行程确定初取动臂油缸全伸和全缩时的力臂比 =1.1，油缸全伸和全缩时的长度比=1.6，。由动臂油缸铰点及行程计算得，由于A铰点在平台的端部，计算得，动臂油缸行程3.2.2 斗杆油缸铰点及行程确定初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比 ，油缸全伸和全缩时的长度比：，。经斗杆油缸铰点及行程计算得：，斗杆油缸行程。3.2.3 铲斗油缸铰点及行程确定 初取斗杆油缸全伸和全缩时的力臂比 ，油缸全伸和全缩时的长度比：16 。经铲斗油缸铰点及行程计算得：，斗杆油缸行程。3.3工作装置的位置模型建立 现从动臂与转台铰点A出发，借助各相关转角q 1、q 2和q 3，建立各关键点B、C、DV的位置模型，得到各关键点的坐标，从而为下一步的分析提供依据。 以地面为横坐标，以回转中心线为纵坐标，建立直角坐标系XOY如图2.4所示。 3.3.1 动臂与平台铰点位置C的确定对由反铲挖掘机改装的正铲来说，动臂铰座往往就沿用反铲动臂的铰座。一般，铰座都在转台中心的前方(0)，近来大型正铲的铰座却有向后移(靠近回转中心线)的趋势。设计时，可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。履带轴距L （2-25） 式中：为斗容量，3.3.2 动臂及斗杆长度的确定同上转斗半径也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。3.3.3 机构转角范围确定在动臂长度、斗杆长度、转斗半径及动臂油缸与平台铰点C初步确定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围6。(1) 斗杆转角和的确定可根据最大挖掘半径确定。最大转角应当不小于 (2-26)根据停机平面上最小挖掘半径确定。所谓停机平面上的最小挖掘半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体(斗杆油缸全缩)、斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘半径。图 2.9 停机平面上的最小挖掘半径如图2.9所示，这时斗杆和动臂间的夹角为最小()，铲斗与地面相交成角(见图2.7)，而斗齿尖V到回转中心的距离为。从几何推导可知 (2-27)式中、Q点的横坐标和纵坐标，且=； (2-28) (2-29) (2-30) 带入式（2-29）整理后得 (2-31) 有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角开始挖掘，因而最小挖掘半径可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。在这种情况下QV与水平的夹角将增至。根据有的资料介绍，为使铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角可取为。应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原则，因此（） (2-32)式中 R驱动轮半径(毫米)；履带行走装置水平投影的对角线与纵轴问的夹角； 考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取200400毫米。(2) 动臂倾角和的确定动臂最大倾角根据最大挖掘高度确定。由图2.5并根据式(217)和(218)经过运算得出 (2-33)因此先确定后，再根据可得。动臂最小倾角。根据最大挖掘深度确定。由图2.5和式(220)得到 (2-34)（3）铲斗转角和的确定 转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的、等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，保证工作正常进行，满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。A.必须满足工作尺寸的要求为满足挖掘高度要求(图2.5) (2-35)为满足最大挖掘半径要求(图2.4) (2-36)为满足停机平面上最小挖掘半径要求(图2.8) (2-37) (2-38) (2-39) (2-40)为满足最大挖掘深度要求(图2.6)B必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角也不断发生改变，为了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即0，为此必须使（图2.10）又 将式代入，整理后得到 (2-41)图 2.10 铲斗运动方向与切削后角C必须满足卸载要求由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也不同。为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成以上的角(见图2.11a)，因此从图2.5及式(235)得 (2-42)图 2.11 不同卸载方式对的影响底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平位置(图2.11b)，因此要求 (2-43)对比(242)和(243)可见，从卸土要求来看，底卸式铲斗的转角可比前卸式少左右。D必须满足挖掘结束时铲斗后倾的要求为了使铲斗在挖掘结束时脱离工作面并在提升过程中使斗内物科不致撒落，铲斗必须后倾。根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜角， 显然这时QV连线也必然向上翘起角。结合图2.7和2.12可知+ (2-44)根据以上所得的公式(235)(244)就可以初步确定动臂、斗杆、铲斗的转角范围。但是求出这些参数后还必须校接所规定的其它工作参数，如最大卸载高度、最大卸载高度时的卸载半径、最大挖掘高度时的挖掘半径等，如不能满足则应加以修正。3.4工作装置油缸铰点及行程确定3.4.1动臂油缸的铰点及行程确定确定动臂油缸及其铰点位置时首先应满足动臂变幅时力短和转角的要求。图2.13中设动臂油缸全缩和全伸时的位置为和，则；。再假定铰点B不在动臂中心线CF上，且(当B在CF线下方时为“十”，反之为“一”)。那么由几何推导可以求出工作时动臂油缸的起始力臂和终了力臂的值： (2-45) (2-46)式中各参数可见表210、211及公式(257)。如果CF线处于水平线以下则用负值代入。图 2.13 动臂提升机构计算示意图设起始力臂和终了力臂的比值为K，则 (2-47)或 （2-48）展开并整理后得到 (2-49)对式(248)、(249)可作如下分析：(1)公式表示了、K、诸值之间存在着一定的依赖关系。当其它数值不变，降低值则K值下降，因而对上部挖掘有利；当、K不变，降低值会使加大而减小，对挖高有利。这些都说明正铲的值应当比反铲的小。但是如果工作尺寸已定，过多降低值会对下部挖掘不利，甚至在下部挖掘时不能提起满载斗；此外为了保证、和K，降低值就必须加大值，加大了油缸行程，对油缸的稳定性也有影响。所以当确定值时必须全面考虑，笼统地给定正铲或反铲的值是不恰当的。(2)当、K等值固定，与之间也存在一定的关系，即为常数。在反铲上由于需要提高地面以下的挖掘性能，值往往都是负值。因此加大可以减小动臂的弯曲程度，对动臂的结构强度有利。而正铲动臂一般不采用反铲那样大曲率的弯臂，角主要按油缸在动臂上的铰接方式而定，有时油缸铰在动留下缘的耳板上(动臂截面不致削弱)；有时靠两个钟形座铰于动臂两侧(在双缸方案中常采用)等等，因而角有正有负，但角度一般部不大，因此对的影响也不很大。综合上述两点，建议在初步设计中先确定动臂结构，初选值，然后根据工作尺寸的需要，在确定、基础上按公式(249)求合理的值。一般情况下正铲的值不大干。(3)值主要应从油缸的稳定性出发选用，建议取1.61.7。(4)由于正铲主要挖掘地面以上土，终了力臂不能忽视，故K值可建议在0.901.14的范围内选取。设计动臂机构时合理地确定A、B、C三点的位置非常重要。从和中(图2.13)还能得到如下关系式 (2-50) (2-51)用公式(24)代入得 (2-52) (2-53)令，代人上式，解联立方程后得到 (2-54) (2-55)以上我们根据动臂转角需要和K值确定了、等比例系数和值，因此只要进一步求出、中任一值就可以求得其它各参数。对于正铲来说动臂油缸的主要作用是将满载斗由任何可能挖掘的位置举升到卸载点。而在最大挖掘半径下举升满载斗时的提升力矩往往接近最大值，此时油缸的作用力臂也接近于最大值，且。另一方面油缸的缸径一般部按照系列选用，并且还要考虑与其它油缸通用等问题，因此缸径没有很多选择的余地。鉴于以上情况可以在预先确定油缸数目和缸径的前提下初步选择铰点距离AC()。 (2-56)式中 M提升力矩，图214，即各部分重量对C点的力矩和，其中包括动臂重量、斗杆重量、斗和土壤的重量、连杆装置重量以及油缸重量、等。初步设计时这些重量和重心位置可根据类比法确定；s油缸推力， s，其中、分别为动臂油缸数目和缸径；p是系统的工作压力；油缸和铰点的机械效率，在初步设计时可取=0.85。 将式(2110)和(2111)的结果代人式(257)，就能求得其余参数值。动臂机构还必须按以下两种情况进行校核； 1)动筒在上部或下部极限位置时的举升能力；2)主要挖掘范围内挖掘时动臂油缸能提供的闭锁能力(借助电算结合整机挖掘力分析进行)。3.4.2斗杆油缸铰点及行程确定选择斗杆油缸在动臂和斗杆上的铰点D和E并确定斗杆油题的长度和。如图215所示，假设斗杆油缸全缩和全伸时的长度为和，则。=，对F点的相应力臂为和。也取比例系数图 2.14 确定提升机构的示意图图 2.15 斗杆机构计算示意图；则初始与终了力臂比K为K= (2-57)或 最后得到 (2-58)式中和相应为DF、FC的夹角和EF、FQ的夹角。若CF或FQ落在的外侧，则夹角为正，反之为负。因此在初步设计中如果根据动臂和斗杆的结构形式及铰点的固定方式预先确定一个角，则可按公式求出第二个角，或者根据所求的值结合具体结构情况分别确定各值。计算斗杆机构时建议K值取0.91，以使开始挖掘和挖掘终了时作用力臂大致相同。值仍建议取1.61.7。 同样，由和可列出联立方程 (2-59) (2-60)令，并将代人上式，解联立方程后得到 (2-61) (2-62)下面介绍一种根据挖掘作功的理论确定斗杆油缸参数的方法。设斗杆油缸挖掘时需要克服的切向挖掘阻力为，那么 (2-64)式中 b切削宽度(厘米)； h平均切削深度(厘米)； 挖掘比阻力，取设计任务所规定的最硬土壤的挖掘比阻力值(公斤厘米)。假设铲斗在行程L(厘米)中装满，那么在装斗过程中消耗到挖掘土壤上的功为（ (2-65)式中 q斗容量()； 、铲斗的充满系数和土壤的松散系数
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