挖掘机工作装置的设计与仿真（含ProE三维图运动仿真动画、CAD图纸和说明书）
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中文翻译挖掘机工作装置的设计与仿真摘要:开发出了一种应用于液压挖掘机的半自动控制系统。采用该系统，即使是不熟练的操作者也能容易和精确地操控液压挖掘机。构造出了具有控制器的液压挖掘机的精确数学控制模型，同时通过模拟实验研发出了其控制算法，并将其应用在液压挖掘机上，由此可以估算出它的工作效率。依照此法，可通过正反馈及前馈控制、非线性补偿、状态反馈和增益调度等各种手段获得较高的控制精度和稳定性能。关键词：施工机械;液压挖掘机；前馈；状态反馈；操作。1引言 液压挖掘机，被称为大型铰接式机器人，是一种施工机械。采用这种机器进行挖掘和装载操作，要求司机要具备高水平的操作技能，即便是熟练的司机也会产生相当大的疲劳。另一方面，随着操作者年龄增大，熟练司机的数量因而也将会减少。开发出一种让任何人都能容易操控的液压挖掘机就非常必要了。液压挖掘机之所以要求较高的操作技能，其理由如下：1.液压挖掘机的操作，至少有两个操作手柄必须同时操作并且要协调好。2.操作手柄的动作方向与其所控的臂杆组件的运动方向不同。例如，液压挖掘机的反铲水平动作，必须同时操控三个操作手柄（动臂，斗柄，铲斗）使铲斗的顶部沿着水平面（图1）运动。在这种情况下，操作手柄的操作表明了执行元件的动作方向，但是这种方向与工作方向不同。图1挖掘机反铲水平动作与机架模型如果司机只要操控一个操作杆，而其它自由杆臂自动的随动动作，操作就变得非常简单。这就是所谓的半自动控制系统。开发这种半自动控制系统，必须解决以下两个技术难题。自动控制系统必须采用普通的控制阀。液压挖掘机必须补偿其动态特性以提高其控制精度。现已经研发一种控制算法系统来解决这些技术问题，通过在实际的液压挖掘机上试验证实了该控制算法的作用。而且我们已采用这种控制算法，设计出了液压挖掘机的半自动控制系统。2液压挖掘机的模型为了研究液压挖掘机的控制算法,必须分析液压挖掘机的数学模型。液压挖掘机的动臂、斗柄、铲斗都是由液压力驱动，其模型如图2.1所示。模型的具体描述如下：图2.1液压挖掘机模型2.1 动态模型假定每一臂杆组件都是刚体，由拉格朗日运动方程可得以下表达式其中 g是重力加速度；i铰接点角度；i是提供的扭矩；li组件的长度；lgi转轴中心到重心之距；mi组件的质量；Ii是重心处的转动惯量(下标i=1-3;依次表示动臂，斗柄，铲斗)。2.2 挖掘机模型每一臂杆组件都是由液压缸驱动，液压缸的流量是滑阀控制的，如图3所示。可作如下假设： 1.液压阀的开度与阀芯的位移成比例。 2.系统无液压油泄漏。 3.液压油流经液压管道时无压力损失。4.液压缸的顶部与杆的两侧同样都是有效区域。在这个问题上，对于每一臂杆组件，从液压缸的压力流量特性可得出以下方程：其中，Ai是液压缸的有效横截面积;hi是液压缸的长度;Xi是滑芯的位置；Psi是供给压力;P1i是液压缸的顶边压力；P2i是液压缸的杆边压力；Vi是在液压缸和管道的油量；Bi是滑阀的宽度；是油的密度；K是油分子的黏度；c是流量系数。图2.2 液压缸和滑阀模型2.3 连杆关系 在图1所示模型中，液压缸长度改变率与杆臂的旋转角速度的关系如下：(1) 动臂(2)斗柄 (3)铲斗 2.4 扭矩关系 从2.3节的连杆关系可知，考虑到液压缸的摩擦力，提供的扭矩i如下 其中，Cci是粘滞摩擦系数;Fi是液压缸的动摩擦力。2.5 滑阀的反应特性 滑阀动作对液压挖掘机的控制特性产生会很大的影响。因而，假定滑阀相对参考输入有以下的一阶延迟。其中，是滑芯位移的参考输入；是时间常数。3 角度控制系统如图3.1所示，角基本上由随动参考输入角通过位置反馈来控制。为了获得更精确的控制，非线性补偿和状态反馈均加入位置反馈中。以下详细讨论其控制算法。图3.1控制系统方框图3.1 非线性补偿在普通的自动控制系统中，常使用如伺服阀这一类新的控制装置。在半自动控制系统中，为了实现自控与手控的协调，必须使用手动的主控阀。这一类阀中，阀芯的位移与阀的开度是非线性的关系。因此，自动控制操作中，利用这种关系，阀芯位移可由所要求的阀的开度反推出来。同时，非线性是可以补偿的（图3.2）。 （a）滑阀行程与开度关系图 （b）补偿函数 图3.2非线性补偿3.2 状态反馈建立在第2节所讨论的模型的基础上，若动臂角度控制动态特性以一定的标准位置逼近而线性化（滑芯位移X 10，液压缸压力差P 110，动臂夹角 10），则该闭环传递函数为其中，Kp是位置反馈增益系数； 由于系统有较小的系数a1,所以反应是不稳定的。例如，大型液压挖掘机SK-16中。X10是0，给出的系数a0=2.710,a1=6.010,a2=1.210.加上加速度反馈放大系数Ka，因而闭环的传递函数就是加入这个因素,系数S就变大，系统趋于稳定。可见，利用加速度反馈来提高反应特性效果明显。但是，一般很难精确的测出加速度。为了避免这个问题，改用液压缸力反馈取代加速度反馈。于是，液压缸力由测出的缸内的压力计算而滤掉其低频部分7，8。这就是所谓的压力反馈。4 伺服控制系统 当一联轴器是手动操控，而其它的联轴器是因此而被随动作控制时，这必须使用伺服控制系统。例如，如图6所示，在反铲水平动作控制中，动臂的控制是通过保持斗柄底部Z（由1与2计算所得）与Zr 的高度。为了获得更精确的控制引入以下控制系统。4.1 前馈控制由图1计算Z，可以得到将方程（8）两边对时间求导，得到以下关系式， 右边第一个式子看作是表达式（反馈部分）将替换成1，右边第二个式子是表达式（前馈部分）计算当2手动地改变时，1的改变量。实际上，用不同的2值可确定1。通过调整改变前馈增益Kff，可实现最佳的前馈率。采用测量斗柄操作手柄的位置（如角度）取代测斗柄的角速度，因为驱动斗柄的角速度与操作手柄的位置近似成比例。4.2 根据位置自适应增益调度 类似液压挖掘机的铰接式机器人，其动态特性对位置非常敏感。因此，要在所有位置以恒定的增益稳定的控制机器是困难的。为了解决这个难题，根据位置的自适应增益调度并入反馈环中（图4.1）。如图4.2所示，自适应放大系数（KZ或K）作为函数的两个变量，2和Z 、2表示斗柄的伸长量，Z是表示铲斗的高度。图4.1 控制系统方框图图4.2根据位置的增益调度5. 模拟实验结论反铲水平动作控制的模拟实验是将本文第4节所描述的控制算法用在本文第2节所讨论的液压挖掘机的模型上。（在SK-16大型液压挖掘机进行模拟实验。）图5.1表示其中一组结果。控制系统启动5秒以后，逐步加载扰动。图5.2表示使用前馈控制能减少控制错误的产生。图5.1反铲水平运动模拟实验结论图5.2前馈控制在减少Z错误方向的作用图 6 半自动控制系统 建立在模拟实验的基础上，半自动控制系统已制造出来，应用在SK-16型挖掘机上试验。通过现场试验可验证其操作性。这一节将讨论该控制系统的结构与功能。6.1 结构 图6.1的例子中，控制系统由控制器、传感器、人机接口和液压系统组成。控制器是采用16位的微处理器，能接收来自动臂、斗柄、铲斗传感器的角度输入信号，控制每一操作手柄的位置，选择相应的控制模式和计算其实际改变量，将来自放大器的信号以电信号形式输出结果。液压控制系统控制产生的液压力与电磁比例阀的电信号成比例，主控阀的滑芯的位置控制流入液压缸液压油的流量。图6.1控制系统略图 为获得高速度、高精度控制，在控制器上采用数字处理芯片，传感器上使用高分辨率的磁编码器。除此之外，在每一液压缸上安装压力传感器以便获得压力反馈信号。以上处理后的数据都存在存储器上，可以从通信端口中读出。6.2 控制功能控制系统有三种控制模式，能根据操作杆和选择开关自动切换。其具体功能如下。（1）反铲水平动作模式：用水平反铲切换开关，在手控斗柄推动操作中，系统自动的控制斗柄以及保持斗柄底部的水平运动。在这种情况下，当斗柄操作杆开始操控时，其参考位置是从地面到斗柄底部的高度。对动臂操作杆的手控操作能暂时中断自动控制，因为手控操作的优先级高于自动控制。（2）铲斗水平举升模式：用铲斗水平举升切换开关，在手控动臂举升操作中，系统自动控制铲斗。保持铲斗角度等于其刚开始举升时角度以阻止原材料从铲斗中泄漏。（3）手控操作模式：当既没有选择反铲水平动作模式，也没有选择铲斗水平举升模式时，动臂，斗柄，铲斗都只能通过手动操作。 系统主要采用C语言编程来实现这些功能，以构建稳定模组提高系统的运行稳定性。7. 现场试验结果与分析通过对系统进行现场试验，证实该系统能准确工作。核实本文第3、4节所阐述的控制算法的作用，如下所述。7.1 单个组件的自动控制测试对于动臂、斗柄、铲斗每一组件，以5的梯度从最初始值开始改变其参考角度值，测量其反应，从而确定第3节所描述的控制算法的作用。7.1.1 非线性补偿的作用图7.1 表明动臂下降时的测试结果。因为电液系统存在不灵敏区，当只有简单的位置反馈而无补偿时稳态错误仍然存在。加入非线性补偿后能减少这种错误的产生。图7.1动臂转角非线性补偿的作用7.1.2 状态反馈控制的作用对于斗柄和铲斗，只需位置反馈就可获得稳定响应，但是增加加速度或压力反馈能提高响应速度。以动臂为例，仅只有位置反馈时，响应趋向不稳定。加入加速度或压力反馈后，响应的稳定性得到改进。例如，图7.2表示动臂下降时，采用压力反馈补偿时的测试结果。图7.2动臂转角压力反馈控制的作用7.2 反铲水平控制测试 在不同的控制和操作位置下进行控制测验，观察其控制特性，同时确定最优控制参数。7.2.1 前馈控制作用在只有位置反馈的情况下，增大放大系数Kp，减少Z错误，引起系统不稳定，导致系统延时，例如图7.3所示的“关”，也就是Kp不能减小。采用第4.1节所描述的斗柄臂杆前馈控制能减少错误而不致于增大Kp。图7.3关于控制Z错误的前馈控制作用7.2.2 位置的补偿作用当反铲处在上升位置或者反铲动作完成时，反铲水平动作趋于不稳定。不稳定振荡可根据其位置改变放大系数Kp来消除，如第4.2节所讨论的。图7.4表示其作用，表明反铲在离地大约2米时水平动作结果。与不装补偿装置的情况相比较，图中的关表示不装时，开的情况具有补偿提供稳定响应。图7.4关于控制Z错误的自适应放大控制的作用 7.2.3 控制间隔的作用关于控制操作的控制间隔的作用，研究结果如下： 1.当控制间隔设置在超过100ms时，不稳定振荡因运动的惯性随位置而加剧。2.当控制间隔低于50ms时，其控制操作不能作如此大提高。因此，考虑到计算精度，控制系统选定控制间隔为50ms。7.2.4 受载作用利用控制系统，使液压挖掘机执行实际挖掘动作，以研究其受载时的影响。在控制精度方面没有发现与不加载荷时有很大的不同。8 结论 本文表明状态反馈与前馈控制组合，使精确控制液压挖掘机成为可能。同时也证实了非线性补偿能使普通控制阀应用在自动控制系统中。因而应用这些控制技术，允许即使是不熟练的司机也能容易和精确地操控液压挖掘机。将这些控制技术应用在其它结构的机器上，如履带式起重机，能使普通结构的机器改进成为可让任何人容易操控的机器。目 录1 绪 论11.1课题的研究背景11.2挖掘机械发展概况11.3 本设计的主要内容42 总体设计方案52.1小型挖掘机工作装置简介52.2工作装置设计方案原则63挖掘机的工作装置设计73.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式73.1.1确定动臂的结构形式73.1.2确定斗杆的结构形式83.1.3确定铲斗的结构形式和斗齿安装结构83.1.4铲斗与铲斗液压缸的连接方式103.2确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置103.2.1动臂油缸的布置103.2.2斗杆油缸的布置123.2.3铲斗油缸的布置123.3动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择133.3.1反铲装置总体方案的选择133.3.2机构自身几何参数143.3.3斗形参数的选择163.3.4 动臂机构参数的选择203.3.5斗杆机构参数的选择243.3.6连杆、摇臂参数的选择254挖掘机液压系统设计284.1确定液压系统类型284.2液压元件的选择294.2.1系统主参数的确定294.2.2挖掘机液压缸作用力的确定304.3液压元件的选择365工作装置的强度校核计算375.1斗杆力学分析375.1.1位置的计算375.1.2位置的计算405.1.3斗杆位置受力计算以及内力图的绘制415.1.4斗杆位置受力计算以及内力图的绘制435.1.5斗杆强度校核435.2动臂力学分析476挖掘机工作装置基于PRO-E的仿真优化506.1挖掘机三维模型的建立506.2仿真优化517 结论与展望53参考文献54致 谢55挖掘机工作装置的设计与仿真摘要：液压挖掘机是工程机械的一种主要类型，广泛应用在房屋建筑、筑路工程、水利建设、港口建设、国防工程等土石方施工和矿山采掘之中。反铲液压挖掘机是挖掘机械中最重要的机种之一，主要应用于挖掘停机面以下的土壤。液压挖掘机反铲装置是完成液压挖掘机各项功能的主要部分，其结构的合理性直接影响到液压挖掘机的工作性能和可靠性。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点,工作原理以及对典型工况的分析，总结了挖掘机工作装置性能要求和设计原则。然后对其各主要构件进行了方案选择，并确定各铰点之间的距离，用CAD软件绘出其连杆模型。根据连杆模型并结合其他机械设计知识画出工作装置的二维图纸，最后根据图纸上的具体结构尺寸对工作装置的主要部件进行校核。关键词:液压挖掘机；工作装置；运动学分析；结构设计The structural design and kinematic analysis 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, 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, 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 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 device. Key words：hydraulic excavator；working equipment；kinematic analysis；structural designIII1 绪 论1.1课题的研究背景挖掘机械是工程机械的一种主要类型，是土石方开挖的主要机械设备。各种类型的挖掘机已广泛应用在工业与民用建筑、交通运输、水利电力工程，农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等的机械化施工中。据统计，工程施工中约有60%以上的土石方量，由挖掘机来完成。为节省劳动力、减轻繁重体力劳动，提高劳动生产率、加快建设速度，保证工程质量和降低成本，采用机械化施工是一项有利措施。它对促进国民经济的高速发展有很大的作用。挖掘机械在工程机械发展中占有很大比重和重要地位，据统计约占工程机械总产的25%50%，是重点发展的机械品种之一。尤其是中小型、通用的单斗挖掘机不仅可用于土石方的挖掘工作，而且通过工作装置的更换，还可用于起重、装载、抓取、打桩、钻孔等多种作业。通用型挖掘机占挖掘机总数的90%以上，它在各种工程施工中广泛使用，己成为不可缺少的重要机械设备。1.2挖掘机械发展概况工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本是斗容量3.5-40m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50-150m剥离用挖掘机，斗容量132m的步行式拉铲挖掘机；B-E（布比赛路斯-伊利）公司生产的斗容量168.2m的步行式拉铲挖掘机，斗容量107m的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机。(1)国外挖掘机的发展趋势从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。开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。为满足市政建设和农田建设的需要，国外发展了斗容量在0.25m以下的微型挖掘机，最小的斗容量仅在0.01m。另外，数量最的的中、小型挖掘机趋向于一机多能，配备了多种工作装置除正铲、反铲外，还配备了起重、抓斗、平坡斗、装载斗、耙齿、破碎锥、麻花钻、电磁吸盘、振捣器、推土板、冲击铲、集装叉、高空作业架、铰盘及拉铲等，以满足各种施工的需要。迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制重视采用新技术、新工艺、新结构，加快标准化、系列化、通用化发展速度，提高挖掘机的作业功率，更好地发挥液压系统的功能。更新设计理论。提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家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。 加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。液压技术在挖掘机上普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机的应用与推广创造了条件。迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪80年代，以微电子技术为核心的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志。(2) 国内研究情况及发展动态早在1954年我国就已开始生产机械式挖掘机,当时的抚顺重型机器厂(抚顺挖掘机厂前身)引进前苏联的机械式挖掘机W10012和W5012等国际20世纪3040年代的产品。由于国家经济建设的需要,后又发展H10余家厂生产,到1966年12年全国共生产了机械式挖掘机3000余台,后又延续生产到八十年代初。在80年代初引进德国系列液压挖掘机制造技术（例如有德国Liebherr公司、Demag公司和O&P公司），浙江大学的冯培恩教授开始率先着手研究挖掘机机电一体化技术，首先实现挖掘机器人作业过程的分级规划和局部自主控制。但是他们在任务规划层面上只停留在仿真阶段，还没有提出显著的实现方案。20世纪90年代初国内几家新进入挖掘机待业的企业以“技贸结合，合作生产”的方式联合引进日本小松制作所的PC系列挖掘机制造技术，由于 中国建设事业的发展，市场的扩大，随后不久在挖掘机生产领域出现了一个外资企业进入中国的浪潮。从1994、1995年开始，世界各工业发达国家的著名挖掘机制造企业先后在中国建立众多的中外合资或外商独资 挖掘机制造企业，生产世界一流水平的多种型号的挖掘机产品。截止至2001年年底，包括国有企业在内，中国境内生产液压挖掘机的企业总数达20个左右，共生产挖掘机整机质量从1.3-45t，100余个不同型号和规格的产品。2000年全国生产各种型号、规格的液压挖掘机8111台，共销售7926台，其中包括出口119台。2001年全生产12569台，销售12397台，其中包括出口468台。面对目前这种发展状况，国产挖掘机如何才能走出夹缝中求生存的困境?国产挖掘机究竟路在何方?业内人士认为，现在国内挖掘机生产企业真正缺乏的不是钱，面是技术以及为谋求技术进步所需要的耐心和决心。针对国产挖掘机机能质量，作业效率与可靠性均低的现状，国内企业首先需要从组织结构调整入手，在国内联合组建新一代国产液压挖掘机企业集团，建立强有力的技术研发中心，从日本、德国等国家引进必要的先进软硬件，以确保国产挖掘机拥有优良的质量和性能，从而打开国产挖掘机的市场，进而促进国产挖掘机的大批量生产。在此基础上，还要考虑以下几点：国内挖掘机生产要不断研究市场需求、开发新品和变型产品，以适应市场需要。前几年大量投入使用的高速公路等基础设施，越来越多地进入维修保养期，城市建设也从“大拆大建”逐渐向“精雕细刻”转变，小型化的土方工程施工越来越多，因此小型挖掘机的需求量增加较快。关注国内市场的同时，生产商还应该加大国际市场力度。挖掘机生产企业既要树立为用户服务的思想，也要具备相应的能力和条件，不断学习国外的先进管理理念和手段，提升自身的服务水平和竞争能力，切实满足挖掘机用户的施工需求。这就要求挖掘机业务人员既精通业务知识，又要成为挖掘机用户的好参谋；挖掘机服务人员不仅要为用户服务好，同时还要协助客户（尤其是那些缺乏经验的客户）做好设备管理、现场调度、安全检查等工作；挖掘机出现故障要在最短的时间内修复从而实现挖掘机企业与用户在利益上的双赢。国内挖掘机生产商要不断研究市场需求、开发新品和变型产品。开发新一代液压挖掘机的变型产品（如焊接车、高原型等），针对市场和用户的个性化要求，及时开发出国内外用户所需要的各种机型和专用工作机具，扩大产品品种和数量，涉足一直靠国外进口的大型液压挖掘机的市场，培育和培植市场增长点。与此同时，和产商还树立用户服务意识和品牌意识，提高服务质量，争取企业与用户双赢。只有这样，挖掘机生产企业才有可能把已经失去的市场份额逐渐夺回来。1.3 本设计的主要内容本次所设计的挖掘机为小型反铲液压挖掘机。主要内容是工作装置的设计。总体设计的优劣决定了其它零部件设计的质量，也决定了整机的性能。合理的、全面的总体设计是整个设计任务顺利完成的保证。因此，对整体设计必须从一个更高的层次出发，对整体设计必须提出更高的要求。总体设计主要是对小型液压挖掘机进行深入地分析，并提出切实可行的方案，对整体参数、整体布局、整体结构、整机系统及其主要零部件进行设计计算，最后再将其建模装配。工作装置的设计必须考虑全面，比如外形尺寸、形状、铰点布置、工作过程中不能相互干涉、强度、刚度合理等等。此次工作装置主要采用反铲装置，动臂部分主要采用整体式弯动臂，这样有利于得到较大的挖掘深度。斗杆部分主要采用整体式直动斗杆。本文完成的主要工作有：（1）建立了液压挖掘机工作装置的数学模型；（2）针对工作装置的计算工况，建立了相关的力学模型；（3）确定了液压挖掘机的设计方案，完成了主要参数的设计计算；（4）对工作装置的铰点和关键部位进行力学分析和计算；（5）对工作装置的相关部件进行校核计算；（6）对工作装置进行三维建模并且仿真优化。2 总体设计方案2.1小型挖掘机工作装置简介反铲工作装置是液压挖掘机的一种主要工作装置，如图21所示。 2.1工作装置简图液压反铲工作装置一般由动臂1、动臂液压缸2、斗杆液压缸3、斗杆4、铲斗液压缸5、铲斗6、连杆7和摇杆8等组成。其构造特点是各构件之间全部采用铰接连接，并通过改变各液压缸行程来实现挖掘过程中的各种动作。动臂1的下铰点与回转平台铰接，并以动臂液压缸2来支承动臂，通过改变动臂液压缸的行程即可改变动臂倾角，实现动臂的升降。斗杆4铰接于动臂的上端，可绕铰点转动，斗杆与动臂的相对转角由铲斗液压缸5控制，当斗杆液压缸伸缩时，斗杆即可绕动臂上铰点转动。铲斗6则铰接于斗杆4的末端，通过铲斗液压缸5的伸缩来使铲斗绕铰点转动。为了增大铲斗的转角，铲斗液压缸一般通过连杆机构（即连杆7和摇杆8）与铲斗连接。液压挖掘机反铲工作装置主要用于挖掘停机面以下的土壤，如挖掘沟壕、基坑等，其挖掘轨迹取决于各液压缸的运动及其组合。反铲液压挖掘机的工作过程为，先下放动臂至挖掘位置，然后转动斗杆及铲斗，当挖掘至装满铲斗时，提升动臂使铲斗离开土壤，边提升边回转至卸载位置，转斗卸出土壤，然后再回转至工作装置开始下一次作业循环。动臂液压缸主要用于调整工作装置的挖掘位置，一般不单独直接挖掘土壤；斗杆挖掘可获得较大的挖掘行程，但挖掘力小一些。转斗挖掘的行程较短，为使铲斗在转斗挖掘结束时装满铲斗，需要较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤，因此挖掘机的最大挖掘力一般由转斗液压缸实现的。由于挖掘力大且挖掘行程短，因此转斗挖掘可用于清除障碍或提高生产率。在实际工作中，熟练的液压挖掘机人员可根据实际情况，合理操纵各个液压缸，往往是各液压缸联合工作，实现最有效的挖掘作业。例如，挖掘基坑时由于挖掘深度较大，并要求有较陡而平整的基坑壁，则采用动臂和斗杆同时工作；当挖掘基坑底时，挖掘行程将结束，为加速装满铲斗，或挖掘过程中调整切削角时，则需要铲斗液压缸和斗杆液压缸同时工作。2.2工作装置设计方案原则设计合理的工作装置应能满足下列要求：主要工作尺寸及作业范围能满足要求，在设计通用反铲装置时要考虑与同类型、同等级机器相比的先进性。考虑国家标准的规定，并注意到结构参数受结构碰撞限制等的可能性。整机挖掘力的大小及其分布情况应满足使用要求，并具有一定的先进性。功率利用情况尽可能好，理论工作时间尽可能短。确定铰点布置，结构型式和截面尺寸形状时尽可能使受力状态有利，在保证强度、刚度和连接刚性的条件下尽量减轻结构自重。作业条件复杂，使用情况多变时应考虑工作装置的通用性。采用变铰点构件或配套构件时要注意分清主次，在满足使用要求的前提下力求替换构件种类少，结构简单，换装方便。运输或停放时工作装置应有合理的姿态，使运输尺寸小，行驶稳定性好，保证安全可靠，并尽可能使液压缸卸载或减载。工作装置液压缸设计应考虑三化。采用系列参数，尽可能减少液压缸零件种类，尤其是易损件的种类。工作装置的结构型式和布置便于装拆和维修，尤其是易损件的更换。要采取合理措施来满足特殊使用要求。3挖掘机的工作装置设计3.1确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式3.1.1确定动臂的结构形式动臂是工作装置中的主要构件，斗杆的结构形式往往决定于动臂的结构形式。反铲动臂分为整体式和组合式两类。图3.1 整体式弯动臂直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机。采用整体式弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，它是专用反铲装置的常见形式。整体式弯动臂在弯曲处的结构形状和强度值得注意，有时采用三节变动臂有利于降低弯曲处的应力集中。整体式变动臂结构简单、价廉，风度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是替换工作装置少，通用性较差。为了扩大机械通用性，提高其利用率。往往需要配备几套完全不通用的工作装置。一般来说，长期用于作业相似的反铲采用整体式动臂结构比较合适。如图31所示。组合式动臂一般都为弯臂形式。其组合方式有两类，一类用辅助连杆（或液压缸）连接，另一类用螺栓连接。组合式动臂与整体式动臂相比各有优缺点，它们分别适用于不同的作业条件。组合式动臂的主要优点是：工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整。当采用螺栓或连杆连接时调整时间只需十几分钟，采用液压缸连接时可以进行无级调节。较合理地满足各种类型作业装置的参数和结构要求，从而较简单地解决主要构件的统一化问题。因此其替换工作装置较多，替换也方便。一般情况下，下动臂可以适应各种作业装置要求，不需拆换。装车运输比较方便。由于上述优点，组合式动臂结构虽比整体式动臂复杂，但得到了较广泛的应用。尤以中小型通用液压挖掘机作业条件多时采用组合式动臂较为合适。本次设计作业条件比较单一，所以选用整体式弯动臂。3.1.2确定斗杆的结构形式斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度或杠杆时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设置24个可供调节时选择的与动臂端部铰接的孔。有些反铲采用组合式斗杆。本次设计采用整体式斗杆。3.1.3确定铲斗的结构形式和斗齿安装结构（1).确定铲斗的结构形式铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响比较大。铲斗的作业对象繁多，作业条件也不同，用一个铲斗来适应任何作业对象和条件比较困难。为了满足各种特定情况，尽可能提高作业效率，通用反铲装置常配有几种甚至十多种斗容量不同，结构形式各异的铲斗。目前，对铲斗结构形式的研究还处于现场试验、实验室试验或模型试验阶段，未建立起比较系统的理论。例如有人曾将两只0.6m3容量而斗型不同的反铲斗装在RH6液压挖掘机上进行对比试验，结果如表31所示。由于砂的挖掘阻力较小，对铲斗设计的合理性反映不灵敏，所以这两种铲斗的试验结果差别不大。而对页岩作业效果就大不一样，其中一个铲斗的切削前缘中间略微凸出，不带侧齿，侧臂略呈凹形，这些因素使页岩挖掘阻力降低。另一个铲斗的情况则相反。表3-1 反铲斗对比试验结果作业条件铲斗编号铲斗充满时间（s）生产率（10KN/h）效率（%）在页岩中作 业铲斗1铲斗219.0540.642.622.6810053.3在砂中作 业铲斗1铲斗25.96.3163.5152.710093.3对各种铲斗结构形状的共同要求是：有利于物料的自由流动，因此铲斗内臂不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合各种物料的运动规律。要使物料易于卸净。用于粘土的铲斗卸载时不易卸净，因此延长了作业循环时间，降低了有效斗容量。国外采用设有强制卸土的粘土铲斗。为了使装进铲斗的物料不易掉出，铲斗宽度与物料颗粒直径之比应大于4：1。当此比值大于50：1时颗粒尺寸的影响可不考虑，视物料为匀质。装设斗齿有利于增大铲斗与物料刚接触时的挖掘线比压，以便切入或破碎阻力较大有物料。挖硬土或碎石时还能把石块从土壤中耙出。斗齿的材料、形状、安装结构及其尺寸参数都值得研究，对它的主要要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更换。（2)确定斗齿安装方式目前，国产挖掘机斗齿安装方式主要有两类，斗容量q0.6m3时多采用螺栓连接（图32a），斗容量q0.6m3时时多采用橡胶卡销结构（图32b）。 图3.2a 螺栓连接结构斗齿 图3.2b橡胶卡销结构斗齿本次设计斗容量为0.18 m3挖掘机，所以斗齿安装方式为螺栓连接. 3.1.4铲斗与铲斗液压缸的连接方式图3.3 铲斗与铲斗液压缸的连接方式铲斗与铲斗液压缸连接有三种型式（图33），其区别主要在于液压缸活塞杆端部与铲斗的连接方式不同，图33a为直接连接，铲斗、斗杆与铲斗液压缸组成四连杆机构。图33b中铲斗液压缸通过摇杆1和连杆2与铲斗相连，它们与斗杆一起组成六连杆机构。图33d和图33b类似，区别在于前者液压缸活塞杆端接于摇杆两端之间。图33c的机构传动比与b差不多，但铲斗摆角位置顺时针方向转动了一个角度。六连杆方式与四连杆方式相比在同样的液压缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。六连杆方式b和d在液压缸行程相同时，后者能得到更大的铲斗转角。但其铲斗挖掘力的平均值较小。本设计中选用图33b的连接方式。3.2确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置反铲工作装置实际上是多个连杆机构的组合。在发动机功率、整机质量和铲斗容量等主要参数及工作装置基本形式初步确定的情况下，工作装置各铰点在布置及各工作油缸参数的选择是否合理，会直接影响液压挖掘机的实际挖掘能力。3.2.1动臂油缸的布置 图3.4油缸前倾布置方案 图3.5油缸后倾布置方案动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接，常见的有两种具体布置方式。油缸前倾布置方案，如图34所示，动臂油缸与动臂铰接于E点。当动臂油缸全伸出，将动臂举升至上极限位置，动臂油缸轴线向转台前方倾斜。油缸后倾布置方案，如图35所示，当动臂油缸全伸出，将动臂举升到上极限位置时，动臂油缸轴线向后方倾斜。当两方案的动臂油缸安装尺寸DE、铲斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半径R相等时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即。此外，在后倾方案中，动臂EF部分往往比前倾方案的长，因此动臂所受弯矩也比较大。以上为动臂油缸后倾方案的缺点。然而，后倾方案动臂下铰点C与动臂油缸下铰点D的距离CD比前倾方案的大，则动臂在上下两极位置时，动臂油缸的作用力臂Cp也较大。因此，在动臂油缸作用力相同时，后倾方案得到较大的动臂作用力矩，这是其优点。为了增大后倾方案的挖掘深度，有的挖掘机将长动臂CEF改换成短动臂CEF（图35），并配以长斗杆。在最大深度处挖掘时，采用铲斗挖掘而不是斗杆挖掘，这样得到的最大挖掘深度为。显然，不论是动臂油缸前倾还是后倾方案，当C、D两铰点位置和CE长度均不变时，通过加大动臂油缸长度可以增大动臂仰角，从而增大最大挖掘高度，但会影响到最大挖掘测试。所以，在布置油缸时，应综合考虑动臂的结构、工作装置的作业尺寸及动臂举升力的挖掘力等因素。本设计选用动臂油缸前倾布置方案。3.2.2斗杆油缸的布置确定斗杆油缸铰点、行程及斗杆力臂比时应该考虑下列因素。保证斗杆油缸产生足够的斗齿挖掘力。即油缸从最短长度开始推伸时和油缸最大伸出时产生的斗齿挖掘力应该大于正常挖掘阻力。油缸全伸时的力矩应该足以支承满载铲斗和斗杆静止不动。油缸力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘范围。保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围一般取100130。在斗杆油缸和转斗油缸同时伸出最长时，铲斗前壁和动臂之间的距离应大于10cm。一般来说，斗杆越长，则其摆角范围可以取得越小一些。铰点位置的确定需要反复进行。在计算中初定铰点位置，如不够合理，应进行适当修改。3.2.3铲斗油缸的布置确定铲斗油缸铰点应考虑以下因素。保证转斗挖掘时产生足够大的斗齿挖掘力，即在铲斗油缸全行程中产生的斗齿挖掘力应大于正常工作情况下的挖掘阻力。当铲斗油缸作用力臂最大时，所产生的最大斗齿挖掘力应能使满载铲斗静止不动保证铲斗的摆角范围。铲斗的摆角范围一般取140160，在特殊作业时可以大于180。当铲斗油缸全缩时，铲斗与斗杆轴线夹角（在轴线上方）应大于10,常取1525，铲斗油缸全伸、铲斗满载回转时，应使土壤不从斗中撒落。铲斗从位置到位置时（图36），铲斗油缸作用力臂最大，这里能得到斗齿最大切削角度的1/2左右，即当铲斗挖掘深度最大时，正好斗齿挖掘力也最大。实际上铲斗的切削转角是可变的。在许多情况下，特别是进行复合动作挖掘时，铲斗的切削转角一般都小于100，而且铲斗也不一定都在初始位置开始挖掘。因此，目前一般取位置至位置的转角为3050，在这个角度范围内可以照顾到铲斗在挖掘过程中能较好地适应挖掘阻力的变化，又可以使铲斗在开始挖掘时就有一定的挖掘力。 图3.6 铲斗转角范围3.3动臂、斗杆、铲斗机构参数的选择3.3.1反铲装置总体方案的选择反铲方案选择的主要依据是根据设计任务书规定的使用要求决定工作装置是通用或是专用的。以反铲为主的通用装置应保证反铲使用要求，并照顾到其它装置的性能。专用装置应根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件下的性能。反铲装置总体方案的选择包括以下方面：动臂及动臂液压缸的布置确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状。确定动臂液压缸的布置为悬挂式或是下置式。前面已确定采用整体式动臂，动臂液压缸的布置为下置式。斗杆及斗杆液压缸的布置确定用整体式或组合式斗杆，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。前面已确定采用整体式斗杆，不采用变铰点调节。确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数=。对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。一般当2时，（有反铲取3）称为长动臂短斗杆方案，当1.5时属于短动臂长斗杆方案。在1.52之间称为中间比例方案。要求适用性较强而又无配套替换构件或可调结构的反铲常取中间比例方案。相反，当用配套替换构件或可调连接适应不同作业条件时，不同的配置或铰点连接情况可组成各种比例方案。在使用条件单一，作业对象明确的条件下采用整体式动臂和斗杆固定铰接，值由作业条件确定。从作业范围看，在挖高、挖深与挖掘半径均相同的条件下，愈大作业范围愈窄，从挖掘方式看大宜用于斗杆挖掘为主，因其刚度较易保证。而值小宜用于以转斗挖掘为主。本设计采用中间比例方案,取1.8。确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。根据液压缸系统压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要求等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全缩长度之比。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素一般取1.61.7，个别情况下因动臂摆角和铰点布置要求可以取1.75，而取1.61.7，1.61.7。3.3.2机构自身几何参数图3.7 反铲机构自身几何参数的计算图机构自身几何参数有三类，第一类是决定机构运动特性的必要参数，称原始参数，本次设计主要选择长度参数作为原始参数；第二类是由第一类参数推算出来的参数，称推导参数，多为运算中需要的角度参数；第三类是方案分析比较所需要的其它特性参数。反铲机构自身几何参数的计算图及有关符号如图3-7所示。反铲机构各部分原始参数、推导参数和部分特性参数见表3-2所示。表3-2 反铲机构自身几何参数表参数分类机构组成铲斗斗杆动臂机体符号意义原始参数l3=QV,l12=MHl13=MN,l14=HNl24=QK,l25=KVl29=KHl2=FQ,l9=EFl10=FG,l11=EGl15=GN,l16=FNl21=NQl1=CF,l6=CDl7=CB,l8=DFl22=BFl4=CP,l5=CAl17=CI,l19=CTl30=CS,l38=JTl39=JI推导参数9NMH10KQV4EFG5GNF6GFN7NQF8NFQ2BCF3DFC11CAP9TCP特性参数K2=,l3K2=,l3K2=,l31CZF=11K1=备注l斗杆长l1动臂长1动臂弯角悬挂式11ACU3.3.3斗形参数的选择（1)铲斗主要参数的选择斗容量、平均斗宽，转斗挖掘半径和转斗挖掘装满转角（这里令）是铲斗的四个主要参数。、及三者与之间有以下几何关系（图38）。图3.8 铲斗简图 (31)其中：=0.18m3(已知)，铲斗斗容量； 铲斗挖掘半径，单位m；铲斗斗宽，根据反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围，查表33，取0.65m； 铲斗挖掘装满转角，一般取90100，取1001.744rad把、代入式(31)得：0.180.50.75（1.744sin100）表33 反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围 解得：0.7639m铲斗上两个铰点与的间距（图39）太大将影响铲斗传动特性，太小则影响铲斗结构刚度，一般取特性=0.30.38,取0.34，=0.7639m,得出=0.273m。当转角较大时取较小值，一般取=95115，取=105。图3.9 铲斗示意图（2)斗形尺寸计算根据铲斗主要参数可进一步设计计算斗形其尺寸，如图3-10所示。图中三角形为等腰三角形，段为直线，弧段为抛物线。，抛物线顶点高度为。斗尖角c取值范围一般为2030，斗侧壁角为b取3050，包角b取108。改变三角形的形状可以获得不同的形状的斗形。 斗形尺寸根据比拟法=0.65m(已知)、=0.7639m(已知)以及参考表34, 得出：B= 0.65；l3= 0.7639；m=0.0682；R=0.707；X1=0.284；X2=0.516；X3=0.840；L=0.54解得方程组为 y1 =1.96x y2 =-0.593x2+0.402x+0.491 y3=3.1（x-0.707）表34 斗形尺寸参考表参数/mm斗容量 q/0.651.0b 1100 1400 1250 1370 m 180 230 R 1070 1140 X1 341 300 X2 840 996 X3 1280 1410 L 855 960图3.10 斗形尺寸计算图（3)初选斗齿的几何形状铲斗及切削时的主要参数，如图3-11所示，图中铲斗容量q、长度L、宽度B、高度H、切削角、刃角和后角等参数的选择都对挖掘比阻力有直接影响。斗齿在铲斗上的布置（齿宽和齿距）也是一个重要参数。为使斗侧壁不参与切削，铲斗应装有侧齿。 一般齿宽0.11=0.062m; 齿长0.260.147m; 齿距为：=(2.53.5)=(0.160.192)m,取=0.155m 斗前臂与切削面的间隙取=0.7=0.0434m 又由于铲斗宽度B=0.65m,齿宽与齿距之和为0.062+0.155=0.217m =5.01 因此铲斗装有5个齿。另外齿尖应保持锐利，否则挖掘阻力将急剧增加。新铸（或锻）的齿只有一个小的圆弧尖连续工作后，齿尖将逐渐磨损，并变钝。通常，挖掘级土壤，齿尖显著磨钝后，挖掘阻力将增加50100%。因此，为避免这种超载挖掘，应及时更换或在齿刃口上堆焊硬质合金层。斗齿做成楔入式或组合式，以便快速更换和修补。切削角对切削阻力影响也很大。通常，挖级土时，斗切削角为2035（较大值适用于硬土，小值适用于一般土），常用切削角为30，本次设计取30，后角不应小于5，刃角取25。图3.11 斗齿参数图3.3.4 动臂机构参数的选择根据说明书知：铲斗容量0.18m3最大挖掘半径=4000mm； 最大挖掘深度=2800mm； 最大卸载高度2800mm；据统计，最大挖掘半径值一般与+ + 的和很接近。因此由已知的，和可按下列经验公式初选、：（3-2）=K其中：=4m；一般取1.1至1.8，此处为加长斗杆方案，取1.8。经计算得出：=1.471m； = =1.21.471=2.648m在三角形CUF中，、和都可以根据经验初选出：其中：动臂的弯角，采用弯角能增加挖掘深度，但降低了卸载高度，但太小对结构的强度不利，一般取120140，取140；前面已算出为2.648m；动臂转折处的长度比，一般根据结构和液压缸铰点B的位置来考虑，初步设计取1.11.3，取1.2；因此根据公式及图312：可以算出、图3.12 动臂示意图llK l （3-3）=UFCarccos()经计算得出：UC= =0.984m； UF= =1.930m； UCF = =18.1动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比K4按不同情况选取，专用反铲可取0.8；以反铲为主的通用机，0.81.1；斗容量1m3左右的通用机，则可取1。本设计中取1。的取值对特性参数、最大挖掘深度和最大挖高度有影响。加大会增大，缩小。基本用作反铲的小型机取60。本设计中取70。斗杆液压缸全缩时=最大（图313），常选（）=160180。本设计中取（）170。图3.13 最大卸载高度时动臂计算简图取决于液压缸布置形式，动臂液压缸结构中这一夹角较小，可能为零。动臂单液压缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼耳座上，B在Z的下面。初定BCZ5，根据已知ZCF18.1 ，解得BCF13.1 由图3-13得最大卸载高度的表达式为（3-4）由图3-14得最大挖掘深度绝对值的表达式为 （3-5）将这两式相加，消去，并令，+-，得到：- -A)+-1=0 （3-6）图3.14最大挖掘深度时动臂机构计算简图又特性参数：（3-7）因此=) （3-8） 将上式代入式（3-6）则得到一元函数f()=0。式中和已根据经验公式计算法求出，经计算得出：21.42；144.25最后由式（3-5）求为（3-9）0.5403m（其中：=2.648m；1.471m；83.1；通过参考其他机型以及经验公式取=0.701m）然后，解下面的联立方程，可求和：=arcos()=arc() =arcos()=arc() （3-10）于是： = = 1 （3-11） =经计算得出：1.24；0.65；=0.8193m； 1=1.6 1.310m；=1.023m得到的结果符合下列几何条件：+=1.891；|- =0.0.4213.3.5斗杆机构参数的选择第一步计算斗杆挖掘阻力：斗杆挖掘过程中，切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中视为常数，一般取斗杆在挖掘过程中总转角（参考图3-15）VFV2=5080,取65，在这转角过程中，铲斗被装满，这时斗齿的实际行程为：图3.15 斗杆机构参数图其中：rg斗杆挖掘时的切削半径，rg；取1.4710.76392.235m斗杆挖掘时的切土厚度可按下式计算：斗杆挖掘阻力为： (312)式中挖掘比阻力，20（级土壤以下）土壤松散系数近似值取1.25。斗杆与铲斗和之间，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到150180。计算得：0.895m把、代入式3-12得2.837KN第二步确定斗杆液压缸的最大作用力臂。 其中：根据经验公式计算法得出15.67KN斗杆液压缸初始力臂与最大力臂之比是斗杆摆角（其取值范围为105至125，此处选择110）余弦函数。设,则由图313，取，求得0.824m =2=1.602m =1.645m3.3.6连杆、摇臂参数的选择1.确定L3min，L3max的值图3.16铲斗平均挖掘阻力示意图铲斗的平均挖掘阻力为： F1J=5012ChJ1.35BAZX+FD其中C:土壤硬实密实计打击次数，对级土壤，915，对级土壤，1635；本设计取15。 hJ1.35：平均切削厚度。 B：切削刃宽度系数（m），B=1+2.6b=2.69 A：切削角变化影响系数，A=1.3 Z：带有斗齿的系数，Z=0.75 X：斗侧壁厚度影响系数，X=1.15cm FD：切削刃挤压土壤的力，此处取 FD=10KN max：铲斗挖掘装满总转角的一半，有前面选择可知 max=0.828rad平均切削厚度hJ1.35=l32max-0.5l32sin2maxl3（max+sinmax）=0.161F1J=5012ChJ1.35BAZX+FD=46.51KN挖掘阻力F1J所做的功W3J: W3J=F1Jl33 =108.52KNM3：为铲斗总转角，查阅资料取175铲斗推力所做的功由经验公式知=306.25KN；又= W3J，=1.5。解得：=0.7087m，L3max=1.063m。2.连杆机构确定从几何可容性与结构布置的角度对铲斗机构的要求考虑，必须保证铲斗六连杆机构在全行程中任一瞬间时都不会被破坏，即保证、及四边形在任何瞬间皆成立。根据有关文献，推荐按下面比例关系初选铲斗连杆结构的主要尺寸：KQ=l3/3=0.3201m，MN=KQ=MK=0.3201m，NQ=0.7MN=0.2241m4挖掘机液压系统设计油管及管接头、密封圈、压力表、油位油温计等。液压油是液压系统中传递能量的工作介质，有各种矿物油、乳化液和合成型液压油按照液压挖掘机工作装置和各个机构的传动要求，把各种液压元件用管路有机地连接起来的组合，称为挖掘机的液压系统。液压挖掘机的基本液压系统是由能使挖掘机完成基本作业动作并以手动控制为主的基本功能回路所构成的液压系统。一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。动力元件的作用是将原动机的机械能转换成液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式一般有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。执行元件（如液压缸和液压马达）的作用是将液体的压力能转换成机械能，驱动负载做直线往复运动或回转运动。控制元件（即各种液压阀）在液压系统中控制和调节液体的压力、流量和方向。根据控制功能的不同，液压阀可分为压力控制、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为溢流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方向不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例阀。辅助元件包括油箱、滤油器等几大类。液压系统设计的主要内容是系统设计和液压元件选择。液压系统的合理设计，要满足机械传动要求、并考虑动作配合和运动速度，力求效率高，液压元件容易制造或购置，此外，还要保证工作安全可靠，操作简便，造价低廉和便于检修。因此，必须充分了解所设计挖掘机的工作条件、负荷大小与变化、动作特性、元件配套和三化要求等。4.1确定液压系统类型本次设计的挖掘机液压系统原理图如图4.1所示，该系统为高压定量双泵开式系统，液压泵1、2输出的压力油分别进入两组由三个手动换向阀组成的多路换向阀A、B。进入多路换向阀A的压力油，驱动回转马达、铲斗缸，同时经中央回转接头驱动左行走马达；进入多路阀B的压力油，驱动动臂缸和斗杆缸，并经中央回转接头驱动右行走马达。从多路阀A、B流出的压力油都要经过限速阀进入总回油管，再经背压阀、冷却器、滤油器流回油箱。当单个换向阀处于中间位置时，构成卸载回路。图4.1 挖掘机液压系统原理图4.2液压元件的选择4.2.1系统主参数的确定系统工作压力，流量，以及两者的乘积，即系统液压功率是液压系统的主参数。在系统设计中，往往是先选定工作压力，然后根据各执行元件的运动速度，来确定流量。系统工作压力要根据技术要求、经济效果和制造可能性等三方面来确定。在外负荷已定情况下，系统压力选得愈高，各液压元件的几何尺寸就越小，可以获得比较轻巧紧凑的结构，对大型挖掘机来说，更为重要，所以，一般应尽可能选取较高的工作压力。但是，压力的选择还要考虑制造、装配、密封、维修等因素，压力太高，密封要求也高、制造维修困难，增大了液压振动与冲击，影响了元件寿命和可靠性，此外，压力增高太多，元件与管道的壁厚相应增加，尺寸与重量的减少率交款愈来愈小。现有单斗液压挖掘机所用工作压力有：中高压压力小于20000kPa,常用于机重小于15t，液压功率40kW以下的小型机。高压压力小于32000kPa，是目前15t级以上的中型、大型机最普遍采用的压力等级，根据目前生产水平，压力再进一步提高，经济上不能带来相应的优越性。超高压压力超过32000kPa，很多液压元件需要专门制造，采用这种压力等级的只占挖掘机总数的10%左右。本设计中由于机重小于15t,液压功率小于40kW，工作压力选用中高压，取16000 kPa。4.2.2挖掘机液压缸作用力的确定工作装置各油缸作用力的分析和确定是液压挖掘机工作装置设计的重要内容之一。显然，各油缸的作用力应保证工作装置在挖掘过程中，斗齿有足够的挖掘力，以及保证在卸载时能把满斗土壤举升到最大幅度和高度所需的举升力。工作装置各油缸作用力有以下两种情况。当油缸两腔分别接高低压油路时产生推动机构进行运动的作用力称为主动作用力（简称作用力或者工作力），其最大值取决于该油路的工作压力和油缸直径（活塞作用面积）。工作装置工作时作用于闭锁状态（即油缸两腔与高低压油路断开）的油缸上的作用力称为被动作用力，其最大值则取决于该油缸油路的过载溢流阀压力和承载活塞面积。当油缸作用力大于外载荷的作用力的时候，该油缸便无回缩现象；否则由于过载溢流阀打开而溢流，便使油缸发生回缩。确定工作装置各油缸的作用力和可能产生的被动作用力后，便可以按照选定的液压系统的工作压力确定油缸所需的缸径以及过载溢流压力。油缸的行程则由工作装置机构方案所确定，它与工作装置的结构方案及铰点位置有关，而机构方案也决定了各油缸在主动和被动状态下的作用力。液压挖掘机工作装置上设置的油缸主要有三种：铲斗油缸、斗杆油缸和动臂油缸。这些油缸作用力的确定，则取决于工作装置的形式和工作情况。（1）铲斗油缸作用力的确定反铲装置在作业过程中，当以铲斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗油缸设计的依据。初步设计时按额定斗容量及工作条件（土壤级别），参考有关资料可初选斗齿最大挖掘力，并按反铲最主要的工作装置：最大挖掘深度时能保证最大挖掘力来分析确定铲斗油缸的工作力。此时计算位置为动臂下放到最低位置，铲斗油缸作用力对铲斗与斗杆铰点有最大力臂，如图41所示。为了简单，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为：式中铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂，=0.2032m；对铲斗与斗杆铰点的力臂，m；最大铲斗挖掘阻力，N；最大铲斗挖掘阻力为：式中土壤硬实密实计打击次数，对级土壤，915，对级土壤，1635；本设计取15。 铲斗与斗杆铰点齿尖距离，即铲斗的转斗切削半径，m；0.5767m. 挖掘过程中总转角的一半，即最大转斗挖掘力位置。前面设计已得出47.5。切削刃宽度影响系数，12.62.69m；切削角变化影响系数，取1.3；斗齿的影响系数，取0.75（无齿时取1）；前边斗齿对地面倾斜角度的影响系数，取1.15；得出：33.59KN为了简单，可以忽略斗和土的质量，并且忽略了各构件质量及连杆机构效率影响因素，此时铲斗油缸作用力为：41式中铲斗油缸作用力对摇臂与斗杆铰点的力臂（此位置为摇臂长度），=0.2546m；对铲斗与斗杆铰点的力臂，参考图41，由CAD得出0.5969m；最大铲斗挖掘阻力，N；图4.1 最大挖掘深度时工况图因此把33.59KN、=0.2546m、0。5969m代入式41得： =78.75 KN而这时斗杆及动臂油缸均处于闭锁状态，斗杆油缸闭锁力应满足式中斗杆油缸闭锁力对斗杆与动臂铰点的力臂，参考图41由CAD得出0.3556m；对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得2.172m； 对斗杆与动臂铰点的力臂，由CAD做图得0.8298m； 挖掘阻力的法向分力，取（0.10.2），取5.038KN；因此216.92KN 动臂油缸闭锁力应满足：式中动臂油缸闭锁力对铰点的力臂，0.5403m；对动臂下铰点的力臂，4.4503m；对铰点的力臂，0.2540m；因此279.04KN（2）杆油缸作用力的确定图4.2第二工况简图挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力则由斗杆油缸来保证。斗杆油缸最大作用力计算位置为动臂下放到最低位置，斗杆油缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，即对斗杆产生最大力矩，并使斗齿尖和铰点在一条直线上，如图42所示。与前面推导铲斗油缸作用力一样，忽略各构件及斗中土壤质量和连杆机构效率的影响，此时斗杆油缸作用力为：(42)式中：由CAD做图得，1.7528m；由CAD做图得，0.3048m；得出：193.16KN而此时铲斗油缸及动臂油缸处于闭锁状态，所以铲斗油缸闭锁力应满足式中：由CAD做图得，0.6774m；由CAD做图得，0.3556m； 得出：63.98KN动臂油缸闭锁力应满足：式中：由CAD做图得，3.827m；由CAD做图得，可忽略不记；由CAD做图得，0.5402m 得出：237.96KN斗杆最大挖掘力也受到挖掘机稳定性条件的限制。当以斗杆油缸进行挖掘时，由于其作用力臂的变化、结构自身的影响以及铲斗相对斗杆位置的变化，其斗齿挖掘力也随之变化。（3）动臂油缸作用力的确定动臂油缸的作用力，即最大提升力，以能提升铲斗内装满土壤的工作装置至最大卸载距离位置进行卸载来确定，其计算简图43所示，此时动臂油缸作用力为： (43)式中：铲斗及其装载土壤的重力，N；斗杆所受重力，N；动臂所受重力，N；铲斗质心到动臂下铰点的水平距离，m； 斗杆质心到动臂下铰点的水平距离，m； 动臂质心到动臂下铰点的水平距离，m；由CAD做图0.9781m；2.819m；4.158m；查表27由比拟法得出: =2.58KN；1.37KN；200.8920.89KN 其中斗内土重=20KN,铲斗重=0.89KN；把、0.61m代入上式得： 图4.3铲斗油缸作用力最大工况图4.3液压元件的选择小型履带式液压挖掘机的主要参数如下，根据不同形式的液压泵和压力进行初步计算。机械总重4t动臂液压缸推力172.57KN 斗杆液压缸推力193.16KN铲斗液压缸推力78.75KN根据以上数据以及参考同类机型选择：动臂油缸：D1=80mm，d1=40mm；斗杆油缸：D2=90mm，d2=45mm；铲斗油缸：D3=80mm，d3=40mm。5工作装置的强度校核计算单斗液压挖掘机的主要结构件包括：工作装置、回转平台和底盘车架等。由于本次设计侧重点在工作装置，因此只对工作装置这部分进行强度校核计算。工作装置由铲斗、斗杆、动臂以及连杆机构和各种工作液压缸组成。对这些结构件的分析计算，首先应确定各结构件的不利工况，即在这一工况下对某一结构件可能出现最大的应力，以这一工况作为设计该结构件的依据，也就是强度设计中计算位置的选择，计算图式和载荷的确定问题。由于影响挖掘机挖掘力的因素很多，如三个工作液压缸的匹配。整机稳定问题等，并且同样的反铲装置还有较多的形式，对计算位置的选择，看法很不一致，更无统一的规定。随着电子计算机的普及应用，目前已有可能对挖掘机的所有工况及其挖掘过程中指定的千百个位置进行作用力分析和对各结构件进行较多的可能危险断面进行应力计算，再结合样机的应力测定，使工作装置结构设计有可能得到比较可行而又经济的结构尺寸和形状，对工作装置中结构复杂的构件以及对结构中断面突变或应力集中的部分可以采用有限元法进行计算，以提高分析计算的精确度。5.1斗杆力学分析反铲装置的斗杆（尤以标准和加长斗杆）强度主要为弯矩所控制，故其计算位置可根据反铲工作中挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩来确定。根据斗杆工作情况的试验说明，斗杆危险断面最大应力发生在采用转斗挖掘的工况下。其计算位置可按以下条件确定：按反铲装置作用力分析的电算结果选定。近似计算时，一般取以下两个位置：5.1.1位置的计算计算位置（图51），条件为：动臂位于最低（动臂液压缸全缩）；斗杆液压缸作用力臂最大（斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90）；斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；侧齿遇障碍作用有横向力。这时，工作装置上的作用力有工作装置各部分的重量（铲斗重，斗杆重和动臂重），作用于斗齿上的挖掘阻力（包括切向力为，法向分力和侧向力）。铲斗挖掘时，铲斗液压缸工作力所能克服的切向阻力可取铲斗为隔离体，按对铰点的力矩平衡方程0求得式(51)图5.1置示意图式中：由图51画图得，0.674m；由图51画图得，0.254m；由图51画图得，0.358m；由图51画图得，0.227m；由图51画图得，0.120m；把、代入式51得： 19.41kN 法向阻力决定于动臂液压缸的闭锁力，可取工作装置为隔离体，按对动臂底部铰点的力矩平衡方程0求得： 52式中：动臂液压缸的闭锁力，176kN；工作装置各部分重量对点的力矩之和，相应的力臂值由图51确定为： 由图51画图得，1.152m； 由图51画图得，1.685m；由图51画图得，0.93m； 由图51画图得，0.275m； 由图51画图得，2.676m； 由图51画图得，1.736m； 把、代入式52得：7.8kN 取斗杆（带斗）为隔离体，列出对铰点力矩平衡方程0，可求得斗杆液压缸作用力（被动状态）。一般情况下，此力与其闭锁力值（按该液压缸闭锁压力决定）相近。（53）式中： 由CAD做图得，=0.389m；由CAD做图得，=1.321m；由CAD做图得，=0.648m；由CAD做图得，=1.177m；由CAD做图得，=0.415m；把、代入式53得： 0.4641.718(1.56+0.766)+0.861.392.230.49解得：15.5kN铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力由回转机构的制动器承受，此力的最大值决定于回转平台的制动力矩，其值为：（54）式中：横向阻力与回转中心间的距离, 由CAD做图得，=1.084m；回转平台制动器可承受的最大力矩，4915.3Nm。把、代入式（54）得： =4.53kN5.1.2位置的计算计算位置（图52），条件为：动臂位于动臂液压缸对铰点有最大作用力臂处；斗杆液压缸作用力臂最大；铲斗斗齿尖位于、两铰点连线的延长线上，或铲斗位于发挥最大挖掘力位置（图52中位置）；正常挖掘，即挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力作用。此时工作装置上的作用力仅为工作装置的自重及斗齿上的作用力，及。图5.2位置作用力的分析方法同上。切向阻力：法向阻力：横向挖掘阻力：通过CAD画图得：由图52画图得，0.358m；由图52画图得，0.245m；由图52画图得，0.118m；由图52画图得，1.287m； 由图52画图得，1.884m； 由图52画图得，1.152m； 由图52画图得，0.474m；由图52画图得，2.37m； 由图52画图得，0.381m；由图52画图得，=0.389m； 由图52画图得，=1.321m；由图52画图得，=0.652m；由图52画图得，=1.177m；由图52画图得，=0.415m；由图52画图得，=1.033m； 通过计算得出：31.21kN；9.54kN；6.21kN；5.1.3斗杆位置受力计算以及内力图的绘制以铲斗为研究对象，在xoy平面内，连杆HK和切向阻力对Q点的力矩为0，即MQ=0,W1*l3+FHK*l24*sinHKQ=0解得FHK=-60.29KN取斗杆油缸为研究对象，在xoy平面内，MG=0,-FHN*GH*sinGHN-FHK*GH* sinGHN=0解得：FHN=7.12KN根据连杆机构K点处受力平衡可计算得到FKV=-58.96KN（受压）FKQ=8.06KN（受拉）取斗杆，铲斗以及连杆机构为研究对象，在xoy平面内，MF=0,FDE*EF+W1*(l2+l3)=0解得FDE=-84.48KN令动臂对斗杆的力为F21，设该力在FQ方向（X轴）的分力为F12x，在FQ垂线方向（y轴）的分力为F12y，则得到F12x=FDE* sin33=-46.01KN（受压）F12y=FDE* cos33-W1=-90.26KN（受拉）斗杆工况1内力图的绘制 图5.3 斗杆工况1轴力N图 图5.4 斗杆工况1xoy平面剪力Q图 图5.6 斗杆工况1xoz平面剪力Q图 图5.5 斗杆工况1xoy平面弯矩M图 图5.7 斗杆工况1xoz平面弯矩M图根据以上的受力分析，通过计算可以绘制斗杆的轴力图，剪力图，弯矩图。5.1.4斗杆位置受力计算以及内力图的绘制采用同样的方法分析斗杆工况2的力，计算得到各力如下：FHK=-55.29KN；FHN=16.8KN；FKV=-642.5KN（受压）；FKQ=34.44KN（受拉）FDE=-80.88KN；F12x=FDE* sin33=-53.65KN（受压）；F12y=FDE* cos33-W1=-81.77KN（受拉）内力图的绘制： 图5.8 斗杆工况2轴力N图 图5.9 斗杆工况2xoy平面剪力Q图 图5.10斗杆工况2xoy平面弯矩M图5.1.5斗杆强度校核取过N点，G点，F点的截面为危险截面，如下图所示，在斗杆装配图中可以得到三个危险的具体尺寸。图5.11 斗杆危险截面（1) 截面1的几何性质以及应力计算图5.12 截面1经计算截面面积A=10180mm2；该截面对Z轴的静矩Sz=117180mm 3；截面形心yc=sz/A=12mm zc=0该截面对形心轴的惯性矩IZC=28750000mm4 IyC=19643000mm4该截面对形心轴的抗弯截面模量为WZC=Izc/ymax=346385mm3WyC=Iyc/zmax=262000mm3斗杆工况1应力计算：由前面的应力图知道在该截面处所受应力如下：轴力N=141355N；剪力Q=20140N；弯矩My=12760Nm，Mz=4834Nm故各应力为：z=MZ/WZC=13.96MPa；y=My/WyC=48.7MPaN=N/A=13.89MPat=Q/A=1.98MPa按第4强度理论合成应力为同理可得斗杆在第二工况下该截面处得合成应力为48.3MPa。（2) 截面2的几何性质以及应力计算图5.13 截面2经计算截面面积A=11340mm2；该截面对Z轴的静矩Sz=11000mm 3；截面形心yc=sz/A1mm zc=0即形心坐标系与参数坐标系几乎重合。该截面对形心轴的惯性矩IZC=349000000mm4 IyC=34790000mm4该截面对形心轴的抗弯截面模量为WZC=Izc/ymax=1058000mm3WyC=Iyc/zmax= 463870mm3斗杆工况1应力计算：由前面的应力图知道在该截面处所受应力如下：轴力N=132720N; 剪力Q=43500N弯矩My=25520Nm， Mz=43030Nm故各应力为：z=MZ/WZC=40.67MPa；y=My/WyC=55.00MPa；N=N/A=11.70MPa；t=Q/A=3.84MPa按第4强度理论合成应力为同理可得斗杆在第二工况下该截面处得合成应力为73.3MPa。（3) 截面3的几何性质以及应力计算图5.14 截面3经计算截面面积A=13800mm2；该截面对Z轴的静矩Sz=1052000mm 3；截面形心yc=sz/A=76mm zc=0该截面对形心轴的惯性矩IZC=213500000mm4 IyC=33000000mm4该截面对形心轴的抗弯截面模量为WZC=Izc/ymax=875000mm3WyC=Iyc/zmax= 440000mm3斗杆工况1应力计算：由前面的应力图知道在该截面处所受应力如下：轴力N=118800N； 剪力Q=182950N；弯矩My=28000Nm；Mz=57000Nm故各应力为：z=MZ/WZC=65.14MPa；y=My/WyC=63.63MPa；N=N/A=8.60MPa；t=Q/A=13.26MPa按第4强度理论合成应力为同理可得斗杆在第二工况下该截面处得合成应力为89.1MPa。构成斗杆的材料为Q3453,其屈服极限为345MPa，取安全系数为2，得到斗杆截面的许应力为345MPa/2=172.5MPa。斗杆各危险斜面的应力均小于许用应力，故斗杆是安全的。5.2动臂力学分析（1）工况分析 该工况简图如下，取工作装置为研究对象，忽略工作装置的重力，在工况下工作装置受到
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