25t液压挖掘机工作装置的优化设计说明书.docx
25t液压挖掘机工作装置的优化设计含开题及5张CAD图
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25t液压挖掘机工作装置的优化设计 Optimal design of working device of 25 ton hydraulic excavator摘 要此次设计的题目是挖掘机工作装置的结构设计。根据任务书中给出，要求对液压系统的传动进行计算，那么就应该是设计液压挖掘机。我们知道，依靠液压传动的挖掘机的综合性能要比依靠机械传动的挖掘机好。而且液压挖掘机具有体积小，结构紧凑，传动平稳，挖掘力大，操作简便，以及容易实现无级变速和自动控制等优点。 液压挖掘机采用三组液压缸使工作装置具有三个自由度，铲斗可实现有限的平面转动，加上液压马达驱动回转转动，使铲斗运动扩大到有限的空间，再通过行走马达驱动行走（移位），使挖掘空间可沿水平方向得到间歇性地扩大，从而满足挖掘作业的要求。液压挖掘机由柴油机驱动液压泵，操纵分配阀，将高压油送给各液压执行元件，驱动相应的机构进行工作。 同样地，从任务书中知道，主要参数为：整机质量25吨；反铲斗容量0.9m3；发动机功率103kw；液压系统工作压力35Mpa。要求实现最大挖掘高度9480mm，最大挖掘深度6710mm，最大挖掘半径9850mm，最大卸载高度6500mm。关键字：液压系统;液压挖掘机;反铲装置AbstractThe topic of this design is the structural design of the excavator working device.According to the task book, it is required to calculate the transmission of the hydraulic system, so it should be the design of the hydraulic excavator. We know that the comprehensive performance of the excavator relying on hydraulic transmission is better than that of the excavator relying on mechanical transmission. And the hydraulic excavator has the advantages of small size, compact structure, smooth transmission, large mining force, simple operation, and easy to realize the advantages of infinitely variable speed and automatic control. Adopting the three sets of hydraulic cylinder hydraulic excavator working device has three degrees of freedom, the bucket can realize the limited plane turning, combined with hydraulic motor driven rotary turning, make the bucket movement and expand to limited space, and then walk through the motor drive (shift), the mining space can be intermittently expanded along the horizontal direction, so as to meet the requirements of mining operations. The hydraulic excavator is driven by the diesel engine to drive the hydraulic pump, operate the distribution valve, send the high pressure oil to the hydraulic actuator, and drive the corresponding mechanism to work. Similarly, know from the task book, the main parameters are: machine mass 25 tons, machine weight: 25T; Back-bucket capacity 0.9m3; Engine power 103KW; The working pressure of the hydraulic system is 35MPa. The maximum excavation height is 9480mm, the maximum excavation depth is 6710mm, the maximum excavation radius is 9850mm, and the maximum unloading height is 6500mm. Key words: hydraulic system; hydraulic excavator; backhoe device目 录摘 要IAbstractII1 绪 论11.1课题研究的背景11.2液压挖掘机国内外发展状况11.2.1液压挖掘机国外发展现状11.2.2液压挖掘机国内发展概况11.3本课题研究的目的与意义：21.4论文构成及内容22 总体方案设计32.1工作装置构成32.2动臂及斗杆的结构形式52.3动臂油缸与铲斗油缸的布置62.4铲斗与铲斗油缸的连接方式62.5铲斗的结构选择62.6原始几何参数的确定73 工作装置运动学分析93.1动臂运动分析93.2斗杆的运动分析123.3铲斗的运动分析143.3.1铲斗连杆机构传动比143.3.2铲斗相对于斗杆的摆角153.3.3斗齿尖运动分析163.4特殊工作位置计算183.4.1 最大挖掘深度193.4.2 最大卸载高度193.4.3 水平面最大挖掘半径203.4.4 最大挖掘半径 R1max203.4.5 最大挖掘高度204 基本尺寸的确定224.1斗形参数的确定224.2动臂参数选择234.2.1与 A 点坐标的选取初选234.2.2 与的选择234.2.4 的计算244.3动臂机构基本参数的校核264.3.1挖掘阻力分析264.3.2满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核284.3.3满斗处于最大高度时，动臂提升力矩的校核314.4斗杆机构基本参数的选择324.5铲斗机构基本参数的选择344.5.1转角范围344.5.2铲斗机构其它基本参数的计算345 工作装置结构设计375.1斗杆的计算375.1.1斗杆的结构设计375.1.2斗杆内力图的绘制445.1.3结构尺寸计算475.1.4斗杆的强度校核495.2动臂结构设计545.2.1第一工况位置545.2.2第二工况位置595.2.3内力图和弯矩图的求解625.2.4动臂的强度校核695.3铲斗的设计735.3.1铲斗斗形尺寸的设计735.3.2铲斗斗齿的结构计算745.3.3铲斗的绘制745.4销轴与衬套的设计775.4.1销轴的设计775.4.2销轴用螺栓的设计775.5衬套的设计776 对铲斗有限元分析796.1创建铲斗模型796.2铲斗的有限元分析模型796.2.1确定铲斗材料属性及屈服应力796.2.2铲斗静强度分析79结 论81参考文献82致 谢83VI1 绪 论1.1课题研究的背景 机械式挖掘机诞生于1838年，以蒸汽为动力，依靠钢缆进行吊臂操作作业，之后，Carlo 和 Mario Bruneri 于1948年开发出了液压挖掘机1。液压挖掘机的基本组成包括：工作装置、回转平台、行走装置、液压系统和动力装置等部分，各个基本组成联合作用将液压能转换成机械能以实现挖掘机挖掘作业2。液压挖掘机一次完整的作业过程，可以分为四个步骤：1.工作装置中动臂、斗杆、铲斗配合切削土壤；2.铲斗装载后动臂提升；3.回转装置、行走装置以及工作装置配合使铲斗达到预定卸载位置并卸载；4.行走装置、回转装置以及工作装置配合使铲斗回到下一挖掘位置。从上述的作业过程可以看出，液压挖掘机的作业过程具有周期性、循环性、重复性的特点。液压挖掘机的工作装置是作业过程中直接对作业对象直接施加作用力的部分，具体构成部分包括动臂、动臂液压缸、斗杆、斗杆液压缸、铲斗、铲斗液压缸以及连杆、摇杆，各构件之间采用轴销铰接的方式进行联接。在工作过程中，液压挖掘机通过动臂液压缸、斗杆液压缸和铲斗液压缸的伸出和缩回来实现动臂、斗杆、铲斗的各项运动，通过动臂、斗杆、铲斗的协调运动从而完成挖掘工作。因此，液压挖掘机工作装置的强度、刚度、稳定性和可靠性等性能方面的优劣是评价整机工作性能重要的指标。 1.2液压挖掘机国内外发展状况1.2.1液压挖掘机国外发展现状 液压挖掘机的生产水平反映机械化施工的水平和能力。国外，特别是西欧几个国家从 50年代开始研制液压挖掘机，到60年代中小型液压挖掘机已成批生产；70年代初液压挖掘机斗容已发展到8，开始进入矿山开采；80年代大型液压挖掘机技术已经成熟，生产斗容16-35，机重达650 t。国外各制造公司正在研制微机操控的智能化液压挖掘机，并有所突破。建筑和矿用液压挖掘机的销售在机械设备市场上占有显著地位。1.2.2液压挖掘机国内发展概况 我国从1958年开始研制液压挖掘机，逐步形成了1-2.5小型液压挖掘机，具有一定生产规模，斗容1-7.5的液压挖掘机年产量超过1000台。1983年以后采用引进技术方式进行生产，加快了液压挖掘机的发展。上海建筑机械厂按德国利伯赫尔公司许可证生产了R942，相继又生产了R962、R972、R982等液压挖掘机。杭州重机场与德国德玛克公司生产H55和H85等液压挖掘机。太原重型机械厂与德玛克公司合作生产H121型液压挖掘机，北京建筑机械厂引进德国O&K公司制造技术HR6型液压挖掘机，所有这些与国外合作德液压挖掘机比国内现用的液压挖掘机的生产效率高25%、机重轻10%。1.3本课题研究的目的与意义： 液压挖掘机是一种多功能机械，目前被广泛应用于水利工程，交通运输，电力工程和矿山采掘等机械施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量。加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用，因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。1.4论文构成及内容基本内容：对铲斗、斗杆、动臂机构以及它们所对应的液压油缸，再联同销轴、连杆机构和螺母螺栓这些零部件组成的挖掘机反铲装置进行分析并设计。具体内容包括以下部分:1、挖掘机反铲装置的整体计划设计。2、工作装置运动分析3、挖掘机工作装置的零件具体结构设计。4、各零件强度校核5、根据设计参考书，尽量选用标准零部件。6、铲斗有限元分析 2 总体方案设计2.1工作装置构成图2-1 工作装置组成图上图2-1即为单斗液压挖掘机设备的工作装置组成图，从上图分析可知此类设备的主要结构包括：动臂机构部分 2、斗杆机构部分11、铲斗机构部分 5、连杆机构部分9以及三组液压缸 1、4、10 组成工作装置。液压缸的运动带动动臂结构，使其联动整体工作装置围绕固定铰接于工作转台结构上的下铰点不断旋转；同时液压缸带动上铰点位置发生旋转；连杆和液压缸配合使得铲斗在铰连斗杆结构位置旋转。从而达到如下图2-2所示，展示出液压挖掘机在各个工况位置下， 以及在工作装置在挖掘的整个过程的轨迹图，即包络图。126图2-2 液压挖掘机反铲装置挖掘处理中，回转马达驱动转动转台，工作装置转动到挖掘点、液压缸发生回缩作用，动臂就会逐步下降导致铲斗结构首先触地，此后对铲斗缸或斗杆缸进行操纵，促使液压油进入活塞油腔并伸长，推动铲斗完成装载和挖掘任务。铲斗一旦满载，斗杆缸以及铲斗缸就会停止运行，同时对动臂缸进行功能操控，抬起动臂,促使回转马达驱动，使得设备返回到卸载状态，随后操纵斗杆缸和铲斗缸回缩运动，翻转铲斗完成卸土工作。结束时，工作装置慢慢转动到挖掘点进入循环。各油缸可以被视作仅仅承载拉压载荷的杆体结构。从前文所述特点分析可知，可适度简化工作结构。单斗液压挖掘机结构主要包括斗杆及其配套油缸、动臂及其配套油缸、连杆机构和铲斗油缸。简图见下图2-33。图 2-3 工作装置结构简图简化即有下图2-4 结构。图2-4 工作装置结构简化图挖掘机设备运行结构如前文所述进行简化处理之后，变成平面连杆工作结构，自由度取值为34，即本结构几何位置主要取决于动臂、斗杆、铲斗三部分机构配套油缸长度1、 2、3，取定这三个参数就能够确定工作结构设计位置。2.2动臂及斗杆的结构形式动臂设计选定整体式弯动臂，在中型挖掘机中这一设计最为常见。这一设计结构简单而且成本很低，有相同大小刚度前提下，与组合式结构对比，本结构自重更轻同时有益于加大挖掘深度5。斗杆分为组合式、整体式。大部分挖掘机采用整体式。本次设计不调节斗杆长度，所以本次研究决定进行整体式设计。2.3动臂油缸与铲斗油缸的布置动臂油缸设计位置取动臂前下部，动臂结构下支承点（也就是铰转台点，即C点）设置于转台回转中心前方比转台平面略高处，如此设计布局有益于加大反铲工作深度。油缸结构动臂和活塞杆结构端部铰点，即B点；均设计于动臂箱体核心区间，如此设计尽管导致动臂强度遭到影响，但是并不会对此结构降幅造成影响。同时本次设计，动臂双侧分别装配有一只配套油缸，双动臂因此拥有加强筋功能，能够有效的弥补前述缺陷。结构设计图见下图2-5。图2-5 动臂油缸铰接示意图2.4铲斗与铲斗油缸的连接方式本此设计方案选取六连杆设计，与四连杆设计对比铲斗油缸行程相当时，铲斗转角更大，优化机构传动性。同时杆 1、2 铰接点尽管会缩小铲斗转角可是能够确保铲斗挖掘力均值达到要求水平。具体设计见图2-6。图 2-6 铲斗连接布置示意图2.5铲斗的结构选择铲斗结构参数和形状选择是否合理会直接影响挖掘机作业效果，要求设计满足下述要求：1) 物料流动性。铲斗内壁不设计棱角、横向凸缘等结构。斗底设计有纵向剖面外形必须要保证能够适用于运送多种不同类型物料，满足物料运动规律。2) 要保证能够轻松卸除物料。3) 为保证铲斗装载的物料不会轻易被卸除，铲斗宽与物料粒径比大于4。超过50， 不考虑颗粒尺寸，视作均质。综上可知，本设计中挖掘机铲斗选择了中型设备中最常见的一种结构形式，具体见图2-7。图2-7铲斗连接和装设选用橡胶卡销结构，具体见下图2-8。图2-8卡销式斗齿结构示意图2.6原始几何参数的确定（1） 动臂和斗杆长度比16考虑到本次设计挖掘机设备要有较强适用性，不替换工作装置。所以本次设计比例参数选择中间方案，1取值介于 1.52.0 范围，因此本次设计初选参数如下：1 = 1.8，即1/2 =1.8 （2） 分析选定铲斗斗容以及设备主参数任务书内已经设定下述斗容： =0.9 3：运用比拟法结合经验方程初选：参考其他设备机型结合经验方程式初步完成下述主要参数的取值： 动臂、斗杆、铲斗三个机构的行程参数设计61= 1000 L2=1450 3=1250同时结合经验方程式初步完成下述主要参数的取值6： 各油缸全伸/缩长度比：1=2=3= 1.6根据参考任务书中工作标准要求及使用需求初步完成下述主要参数的取值： 运行机构中液压系统的工作压力=353 工作装置运动学分析反铲结构设计的类型有很多，常见的就多达10余种，根据动力学理论分析可知现有 设计类型虽然外形不一但是本质区别较小，实事上存在根本区别的仅有几种而已，各类设 计之间有许多共通之处。运用运动学理论对于不同点运动变化也能够用相同的方程式描述。本文将介绍利用直角坐标系分析结构运动形式的方法。反铲结构的几何设计位置主要由前文所述1、2、3三个参数决定，当这三个参数确定之后，就能够确定这一结构在的几何位置。如下图中，构建平面直角坐标系，X、Y 两轴分别与地面和挖掘机回转核心轴线重合。那么点所处、Y 轴的坐标、及分别为挖掘半径、挖掘高度（或深度）。而且取定 1、2、3三个参数之后，、就完全确定了， 但是反过来一组确定的和取之却会和多组1、2和3参数取值对应。3.1动臂运动分析L1min、L1max 分别为动臂油缸运行长度的最小值和最大值B、A 两点分别为动臂油缸上、下铰点；C 为动臂下部设计铰接点图3-1动臂摆角范围计算简图图3-2 F. C 点坐标计算简图L1 对于动臂摆角1 有决定作用，在任一瞬间此结构上任一点坐标值也由L1决定。从图分析可知，L1min、L1max 为动臂油缸运行长度的最小值和最大值，1min、1 为动臂结构配套油缸上铰接点（两个）与下铰点连线夹角的最小值和最大值；B、A两点为动臂油缸上、下铰点；C为动臂结构设计下铰点。对 ABC 图形分析有：12 = (72 + 52) 2 7 5 cos 1（3-1）在图示 BCF 三角中：1= cos (72+5212)（3-2）275222 = (72 + 12) 2 7 1 cos 20（3-3）20= cos (72+1 2222)（3-4）271从上图 3-2 按照几何关系分析有下述方程式：21 = 1 2 11（3-5）F 点低于水平线 CU 状态下 21取值为负值，反之应该取正数。F 点坐标如下： = 30 1 cos 11（3-6）Y = 30 + 5 sin 11（3-7）C 点坐标如下： = 5 cos 11（3-8） = + 5 sin 11（3-9）当液压缸长度为1时，动臂液压缸的作用力臂17：1= 75sin 11（3-10）根据1、 1两个数值计算得到动臂机构起、致力臂值10和10考虑到动臂油缸作用力臂最大值为1 = 5 ，因此有： 1 = 72 523.2斗杆的运动分析对下图分析发现，D 点为铰接动臂、斗杆油缸两个结构的接点，F 点和 E 点分别为斗杆分别与动臂结构以及斗杆油缸的铰接点。斗杆结构位置参数为 2，本文仅探讨斗杆和动臂之间的相对运动，因此仅仅考虑分析 2可能造成的影响。-斗杆摆角D-即为动臂机构和斗杆油缸铰接点F、E-分别为斗杆分别与动臂结构以及斗杆油缸的铰接点图 3-3斗杆机构摆角计算简图对 DEF 图形分析有： 22 = (lllll82 + 982) 2 9 cos 2（3-11）2= cos (82+9222 )（3-12）289由图 3-3 的几何关系知斗杆相对于动臂的摆角范围2 .2 = 2 2（3-13）斗杆结构作用力臂满足下述方程6：2= 89sin 22（3-14）斗杆结构作用力臂最大值2 = 9，在此情况下有下述方程：2= cos 98（3-15）3.3铲斗的运动分析相对于坐标系XOY铲斗运动为三个参数1、 2、 3建立的方程，分析斗杆机构与铲斗机构之间相对运动，具体见下图 3-4。分析可知，F、G 和 Q 三点分别为斗杆分别与动臂、铲斗油缸和铲斗三个机构的铰接位置，v 点即为铲斗结构形状中斗齿最突出点即尖点，K 点是铲斗结构和设备连杆之间进行铰接的位置，N、H 两点各为曲柄部位、斗杆部位、连杆部位三个部位进行铰接的位置，M 点即为曲柄部位和铲斗配套油缸之间进行铰接的位置点。3.3.1铲斗连杆机构传动比图 3-4铲斗连杆机构传动比计算简图结合上图 3-4 分析可得到下述参数： 分析 MGN 图形可知： 22= = cos (152+ 1423 2)（3-16）215 1430= = cos (32+152 142 )（3-17）231532 = = = 22 30（3-18） 分析 HNQ 图形可知：2714211421232 = ( 2 + 2) 2 cos （3-19） = cos (142+27 221 2)（3-20）21427分析 QHK 图形可知：分析 KHNQ 图形可知：27= = cos (292+ 27224 2)（3-21）229 27 = + （3-22）铲斗油缸作用于 N 点的力臂1 ：1 = 13 sin(22 + 30 )（3-23）HK 作用于 N、Q 两点的力臂2 、3 ：2 = 13 sin （3-24）3 = 13 sin 29（3-25）连杆机构的总传动比：2 = 1 3 3（3-26）将 3、3 代入方程即可得到传动比0、0。3.3.2铲斗相对于斗杆的摆角铲斗瞬时转角如下：3 = = 7 + 4 + 26 + 10（3-27）对 N FQ 图形分析可知：7= = cos (21 2+2216 2)（3-28）221 2如果铲斗油缸长度 3取值最大最小值即可代入求得瞬时转角的最大值和最小值3 、3 ,因此分析可得到铲斗结构摆角区间：3 = 3 33.3.3斗齿尖运动分析图 3-5齿尖坐标方程推导简图分析 3-5 可知，V 点坐标 Xv、Yv 均为L1、L2、L3 三个指标的函数，只需推导得到 Xv、Yv 方程，即可确定整机工作区间，进行下述推导分析：根据 F 点分析可知：32 = = 2 3 4 6 2（3-29） 在 CDF 图形中，DCF 取决于后期设计，取定DCF 之后有下述方程：86161 2 = ( 2 + 2) 2 cos （3-30）681813 2 = ( 2 + 2) 2 cos （3-31）98在三角形DEF 中:3= = cos (82+1262)（3-32）281 22 = (llllllllllllllllllllllllllllll2 + 2) 2 9 cos 2（3-33）8求得斗杆瞬时转动角2 ：4，6 根据设计图取定。分析 CFN 图形有：2= cos (82+9222 )（3-34）289分析 CFQ 图形有：282 = (162 + 12) 2 16 1 cos 32（3-35）对 Q 点分析有：分析 CFQ 图形有：232 = (22 + 12) 2 2 1 cos 32（3-36）35 = = 2 33 24 10（3-37）12 = (232 + 132) 2 23 13 cos 33（3-38）分析 NHQ 图形有：33= cos (23 2+13 212)（3-39）22313132 = (272 + 212) 2 27 21 cos 24（3-40）分析 HKQ 图形有：24= = cos (27 2+21 2132)（3-41）22721292 = (272 + 242) 2 27 24 cos 26（3-42）分析 HNQK 图形有：26= = cos (272+ 24229 2)（3-43）227 24 = 24 + 26（3-44）20=KQV,其在后面的设计中确定。3.4特殊工作位置计算包络图所述的运动轨迹决定于液压缸运动配合。运用动臂液压缸挖掘过程中，即可获得挖据半径、挖掘行程的最大值。在此情形下，铲斗结构挖掘工作轨迹为围绕动臂下铰点到斗齿尖之间间距为半径的圆弧，挖掘工作的极限高度及深度也就是此弧线起止位置点， 分别由动臂倾角最大区间决定，同时也由动臂液压缸机构本身行程决定。考虑到本次挖掘运行时间较长，同时限于稳定条件要求，所以在现实运行过程中并未得到运用。若仅仅使用斗杆液压缸运行处理挖掘任务过程中，铲斗结构挖掘轨迹的核心为斗杆铰接动臂点，该点与斗齿尖的间距作为半径画弧，弧线包角和长度对直接决定斗杆结构配套的液压缸行程。动臂下倾角达到最大，同时斗杆液压缸发挥作用开展挖掘任务时，挖掘深度即可达到最大，同时挖掘工作行程也可达到最大，在相对硬质土壤完成挖掘任务期间，确保装满铲斗。3.4.1 最大挖掘深度图 3-6最大挖掘深度计算简图由上图可知，动臂在最大幅度收缩时，F, Q. V 共线且处于垂直情况下，计算得出最大的挖掘深度 ：1 = = 2 3= + 1 sin 21 2 3= + 1 sin(1 20 11) 2 3（3-45）3.4.2 最大卸载高度NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 3-7 最大卸载高度计算简图分析上图 3-7 可知，斗杆和动臂两个配套油缸前者完全缩回，后者完全伸展且 连线恰好垂直情形下，得最大卸载高度为:3 = = + 1 sin(1 2 11) + 2 sin(32 + 1 2 11 )（3-46）3.4.3 水平面最大挖掘半径NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点；F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 3-8 停机面最大挖掘半径计算简图斗杆配套油缸结构完全缩回状态下，F. Q. V 共线，同时 v、C 在线， = ，此时可得挖掘半径最大值1 :1 = + 4040123231 322 = ( + + )2 2 ( + ) cos （3-47）3.4.4 最大挖掘半径 R1max本参数时水平面挖掘半径达到最大时，C、V 两点共线围绕 C 点旋转至水平面所致。基于几何关系分析即有：30=850 ；且由任务书可知40=9850。3.4.5 最大挖掘高度本参数在卸载高度达到最大时，以 Q 点作为圆心，铲斗机构发生旋转最终促使与之配套的油缸百分百回缩的情形状态。对此结构进行分析的方法与前文中分析卸载高度时所用方法相同，此处不做赘述。4 基本尺寸的确定4.1斗形参数的确定斗容量：任务书给定值 = 0.93参考标准6，可知：当 = 0.63 时，取 = 0.91； 当 = 1.03 时，取 = 1.18平均斗宽：可用插之法或者是根据情况结合经验方程取定：得斗宽变化率为： = 1.180.91 = 0.625 1.00.6所以，当 = 0.9 3时，由插值法得B；即：1.16 = 0.625；得 = 1.221.00.9铲斗挖掘半径 R：从斗容相同其它不同型号设备参考取值同时结合经验方程和统计研究，本次研究参数取定 = 1450 。铲斗挖掘装满转角(2 ) : R、B、2 和 q 联系6： = 1 2 (2 2) （4-1）2上述方程之中： Ks为土壤松散系数，取值 1.25同时将前文设计分析已经取定的参数代入上述方程式计算得到： = 47.5值太大，必定会严重损害传动特性，加入这一参数数值取定地过于小，也会损害铲斗刚度，总之需要选取一个比较合理科学的参数6:2 = 24 3 = 0.3 . 本次研究设计取定其数值为K2=0.3通常状况下10 = = 95 115。但是本次研究考虑到铲斗机构设计有较大转角，同时 k2 参数取值相对而言较小，因此本次设计取定：10 = = 110 。4.2动臂参数选择4.2.1与 A 点坐标的选取初选动臂弯角1 = 130结合前文研究设计过程和设计书中已有参数取值，对本次设计进行多方面分析、考量之后，初步取定了特性参数值6： = 1.65 (3 = /4)同时参考斗容大小相当的其它不同机型设计取值，结合经验统计数据，综合分析本次设计 A 点坐标，主要根据本设计中转台和底盘结构，并参考斗容大小相当的其它不同机型设计取值绘图情况，最终取定参数值如下： = 450 ; = 13004.2.2 与的选择统计研究表明， 1取值接近于1+2+3，所以从本次计划书获取1，结合前文中已经初选确定的3、1两个参数值，再与下述经验方程结合6:2= 131+1（4-2）1 = 1 2（4-3）式中: 1、2分别为动臂结构和斗杆结构的长度，1为两者比值将参数取值分别代入方程即有：2 = 2850 ; 1 = 1.8 2 = 57004.2.3 与的计算NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点； K、Q-分别为铲斗结构上下铰点；V-铲斗斗齿尖图 4-1 挖掘半径达到最大时运行结构分析简图从图 4-1 可知，对 CZF 图形进行分析有：41=1 1+32 23 cos 1（4-4）42 = 3 41（4-5）= = cos (422+ 12412 )（4-6）3941 = 2612，取整为2650；42 = 3445，取整为345039 = 22.34.2.4 的计算242 1针对主要进行反铲操作的通用型挖掘机就需要合理考虑换用起重、正铲等结构，同时考虑到在地面上方工作作业过程中也有充分提升力矩能够支持操作，所以本次研究取值如下6：4 = 1.11设计取值会直接影响4、最大挖掘深度、挖掘高度1 、2 ，11取值增大将导致4缩小，也有可能导致1 提高，这一点与挖掘机反铲作业完成任务要求会有影响， 因此综合考虑本次设计取值：11 = 45。当斗杆结构配套油缸（液压）式完全缩回情况下， = 32 8达到极值，结合经验统计数据同时考虑到计算便捷性，本次研究综合考虑初步选定如下：(32 8) = 160180 。考虑到本次研究选用单动臂液压缸，所以角度取偏大值，本次研究设计综合考 虑初步选定如下 = 11.5 = 1 39 = 180 130 21.5 = 28.5 = 2 = = 28.5 11.5 = 17由上图可以知道，卸载高度最大值可用下述方程式计算求解：3max = + 5sin11 + 1sin(1max 11 2) + 2sin(32 + 1max 8 11 2-180)（4-7）挖掘深度达到最大时参数绝对值可用下述方程式描述计算：1max = 3 + 2 + 1sin(11 1min + 2)-l5sin11 （4-8）将式 4-7 与 4-8 相加，消去5，并且令=11+2，= A+832max 可得：1max + 3max 1sin(1max )-sin(1min ) + 2sin(1max ) 1 = 0又特性参数4= sin1max1 sin1min（4-9）则有sin= sin 1max = sin1max（4-10）1min1 41.6cos 1 = 1 sin 1 2 = 1 (sin 1 1.6)2（4-11）代入数据可得：1max = 118，1min = 34则： 5= 3+2+1sin(1min ) 1max ，代入数据得sin115 = 855而1max 与1min 需要满足以下条件6= cos (72+521 2) = cos (2 +22)（4-12）1max2752= cos (72+521 2) = cos (2 +2 1)（4-13）1min将1max 、1min 的值代入上式中得: = 1.32， = 0.452752 + = 1.32 + 0.45 = 1.77 1(1 = 1.6);| | = 1.32 0.45 = 0.87 1 = 4.8 105 （4-23） 对前述公式方程分析不难发现本动臂所用配套油缸闭锁力以及工作运行自重力矩都比阻力力矩平均值大，所以可知本次设计的取值能满足本设备的使用需求。4.3.2满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核NH、HK 即为摇臂部位以及连杆部位两大构成机构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 4-3最大挖掘半径时工作装置结构简图为便于求解分析，将工作机构分成两部分，其中第一部分为动臂及其配套液压缸、斗杆配套液压缸自重为 ；剩余部分自重为 +，于是有: = 1 + 4 + 7 = 223 + 55 + 55 = 1650（4-24） + = 2 + 3 + 5 + 7 = 179 + 86 + 51 + 17 = 1090（4-25） 根据经验方程对土壤重量取值后有： = (1.61.8) 103 = 1.8 0.9 103 = 1620（4-26）挖掘半径达到最大情况，工作装置状态见图，因此有4： MZ=G1+ l12 +GG+D （l1+0.7l2）+G(l1+l2+l32)= 2.7 105 （4-27）动臂油缸结构提供的推动力：1 = 1 1 = 3.5 107 702 106 = 5.4 105（4-28）分析 CAB 图形即有：21 = c (12+2 (22+32)（4-29）)211 = = 2 + 11 + 211 = 92.5代入参数取值之后计算有：12 = 2 = 2 + 2 2 cos （4-30）则1 = 25501 1 = sin （4-31）1= 75sin 111 = 1200（4-32）在此情况下油缸抬升动臂结构的作用力矩有： = 1 1 = 3.2 105 1.2 = 3.84 105 = 2.7 105 （4-33） 由此可知铲斗挖掘半径达到最大情况下，油缸抬升动臂输出力矩大小能够达到使用提出的要求。4.3.3满斗处于最大高度时，动臂提升力矩的校核斗杆高度最大时情形参考图3.7情形，动臂油缸完全伸展，斗杆油缸完全缩回。1 = 1 = 118，32 = 32 = 160，2 = 1721 = 1 (2 + 11) = 118 (17 + 45) = 5637 = 32 ( 21) = 160 (180 56) = 36工作装置重力和土壤重力载荷力矩MZ:121 = 9.8 cos 2 + + (1 cos 21 + 2 cos 37 2) + (1 cos 21 + 2 cos 37 3 2)= 1.5 105 （4-16）相对动臂油缸来讲有：同样得到本结构力臂1 = 1 = 2850,1 = 1 = 1182= 75sin 11（4-17）2 = 583本结构抬升力矩大小为 = 1 2 = 3.2 105 1.07 = 1.9 105 = 1.5 105 （4-36） 由此可知铲斗挖掘高度达到最高情况下，油缸抬升动臂结构的作用力矩满足要求4.4斗杆机构基本参数的选择E、D 各为配套油缸上端位置、下端位置点；F 为动臂结构上铰接位置点；_2 为斗杆结构摆角； l_9 为此结构配套油缸作用力臂最大值图 4-4斗杆机构计算参数分析简图对全部斗杆整体展开就可知其配套油缸结构作用力最大力臂，方程如下：2 = 9 = 2 (2 + 3)2 = 950（4-37）分析图 4-4 可知，E、D 分别为本结构配套油缸上、下铰接位置点；F 为动臂结构上铰接位置点；2 为斗杆结构摆角； 9为此结构配套油缸作用力臂最大值。本结构配套油缸起点位置力臂20与其最大值2 之间存在下述方程式：20= 9cos(2 2) = cos(f2)（4-38）292分析上式可知，2 与20负相关，换言之挖掘阻力均值越小则挖掘力均值就越大， 因此必须尽可能缩小2 ，因此本研究取定参数值2 = 110分析上图结合几何关系可知存在： 2 min= 2 9 sin(2 2)(2 1)= 2 950 sin 55(1.6 1)= 2594（4-39） 2 = 2 2 = 2594 1.6 = 4150（4-40）82 = 22 + 2 2 2 9 cos( 2)2（4-41）9则8 = 2500 主要有结构以及作用区间决定， 通常区间为 130170 ， 本次设计取值160 ,同样属于结构尺寸，根据结构要素总结探究取定104.5铲斗机构基本参数的选择4.5.1转角范围根据 H2max、H3max 得到转角期初值0：2 3 = 9 (sin 0 + 1.6)（4-42）将各参数代入式(4-42)得:9480 6500 = 1375 (sin 0 + 1.6)0 = 34.6最大转角3=0 , 值太大会使斗齿平均挖掘力降低，选取范围150180， 初选3=163 。4.5.2铲斗机构其它基本参数的计算 l12、l29、l3、l2 分别为摇臂、连杆、铲斗和斗杆四部分机构长度；F、G:分别为斗杆机构和 铲斗结构配套油缸下方铰接位置点； N：为斗杆与摇臂铰接位置点；K、Q 分别为铲斗结构上、下铰点分析上图可知：图 4-5 分析铲斗机构的计算简图24 = = 3 3 = 0.3 1550 = 465（4-43） 3与 3的确定:结合前文计算分析即有：转斗挖掘过程中阻力均值为： = 0.32 105挖掘阻力1 所做的11 = 1 3 3= 0.32 106 1.55 163 p180o= 1.4 105 （4-44）分析图 4-5，即有铲斗配套油缸结构做功3 :3 = 3 (3 1) 3= 20 106 502 106 0.6 3（4-45）根据功的守恒可知3 与铲斗工作过程中承受的阻力做功1 :即3 = 1则3= 1273，圆整为 3 = 1280于是 3 = 3 3= 1.6 1280 = 2048，圆整为 3 = 2050基于目前尚未确定的尺寸，多数都是连杆机构部分的设计尺寸，这一部分的尺寸设计至少要保证满足下述几个要求：1) 挖力：铲斗油缸能够提供的挖掘力，应该适应转斗结构工作过程中可能遭遇的阻力， 斗齿尖如果在 V 点，那么斗杆配套油缸能够提供的挖掘力最小应该等于可能遭遇阻力最大值的 80%。0 80% 0 ；换言之需要找到阻力最大的位置点计算得到承受的阻力既可得到需提供的挖掘力要求。同时阻力最大情况下0 取值为30。2) 几何相容。确保设备使用运行过程中，连杆无损，保证 GFN、 GHN、HNQK的几何形状在任何时间都成立。3) 3机构在使用运行过程中，没有死点出现转动角度不超过允许范围。介于前文所述三大要求，利用斗容相同的其他机型参数实际值，同时结合经验公式所得计算值，初步选定下列各参数6： = 600； = 640；由预选 = 60。得到： 2 = 2 + 2 2 = 2300至此本设计装置的各项基础尺寸参数都已经基本取定。包括：动臂长l1=5700mm ; 斗杆长l2=2850mm; 铲斗长l3=1750mm;动臂前半部长l41=2650mm ;动臂后半长l42=3450mm;AC l5=855mm;CB l7=2508mm;动臂液压缸最大长度 L1max=3040mm;动臂液压缸最小长度L1min=1900mm;斗杆液压缸最大长度L2max=4150mm;斗杆液压缸最小长度L2min=2594mm;铲斗液压缸最大长度L3max=2050mm;铲斗液压缸最小长度L3min=1280mm5 工作装置结构设计挖掘机的主要工作系统包括动臂、油缸、铲斗、斗杆和连杆机构等几个部分，要先对各部分受力情况进行分析，才能够设计合适的结构或基础尺寸。树立分析是要首先找到对于结构影响最大最不利的工作情形状态，同时在此状态下找到最薄弱的截面，阐述与分析。考虑到不同情况下各截面的受力不同，因此需要根据每一个危险截面的工况情况进行分别分析，最终综合考虑对比，找到最安全的取值。考虑到可能对挖掘机生产运行造成影响的要素很多，譬如液压缸之间的相互匹配情况， 整体机械设备的稳定性等等，而且反铲结构形式设计很多，所以位置选择计算分析，目前 还没有标准统一的规定。随着信息技术和电子技术的应用，目前研究人员已经将挖掘机的 各种工况和使用过程中可能出现的位置、现象状态进行受力分析，完成了成千上百个危险 断面的应力分析计算，同时结合样机测定数据就能够得到经济而可靠的结构形状设计和关 键参数取值。5.1斗杆的计算反铲机构中的斗杆部分，特别是加长或者是标准斗杆的强度主要取决于弯矩大小，需要根据反铲做过程中承受到的阻力对斗杆可能造成的弯矩最大值进行设计和参数取值。根据斗杆工作分析以及试验经验总结，研究人员指出转斗抡掘工作状态下斗杆危险断面会称收到最大应力。这一结构的设计计算要求如下：5.1.1斗杆的结构设计斗杆的受力分析：斗杆受力源于弯矩，因此需获得弯矩最大值，再配合受力、实验、经验和其他研究结果，铲斗挖掘工作过程中，最大弯矩出现的情况有：1 )动臂位置已经达到最低点(液压缸完全缩回) ;2 )斗杆液压缸输出最大作用力臂 (斗杆和液压缸之间夹角达到 90);3 )铲斗、斗齿尖位、斗杆、斗杆铰点和动臂铰点共线,4 )侧齿遇到阻力存在侧向分力 .在此工况情形最大弯矩出现，此时斗杆部位的应力达到最大。这一工况简图见下图。对整个工作装置展开受力研究见下图。此工况情形下，机构受力包括：自重1；铲斗机构承受的挖掘阻力，含切向、法向以及侧向阻力分别为1 、2 、3 。NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点； K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 5-1 工况一情形连杆结构装置简图HK 、HN 分别为-连杆、摇臂结构 N、Q 分别为斗杆铰接摇臂和铲斗位置点图 5-2铲斗机构受力图在斗杆油缸完全回缩状态下，从前文章节分析可知21 = 45，同时分析 5-1 可以看出 CF 向量用下述方程式描述有：FC = 5500cos(180 45) + sin(180 45)= 5500(cos 135 + sin 135)由前面的章节计算结果知： = 24.5，并初选 = 3100。根据DEF 图形分析有： = 90 = / = 692/3100解得 = 77分析 CDEF 图形可知： = + + = 24.5 + 10 + 77 = 115.5前文中初定为 160基于前文所述角度关系分析有：FV= 4600cos(134 106.5 150) + sin(134 106.5 150)= 4600(cos 122.5 + sin 122.5) （5-1）OV = OC + CF + FV （5-2）= 1800(cos 87 + sin 87) + 5454(cos(45) + sin 45) + 4600(cos(122) + sin(122)则 = 1800 cos 87 + 5454 cos(45) + 4600 cos(122)= 1513 （5-3）结合方程（3-26）计算有： = 0.336据此可知铲斗挖力的理论值为：0 = = 3.2 105 0.336 = 1.1 105 计算切向分力1 ：初选同工况情况时，铲斗重心与点之间水平间距2 = 3 cos(122)/2 = 411对整个铲斗整体展开受力分析和探头，简图见 5-2，对点取力矩，即有 = 0(01 )33 2 = 0(1.1 105 1 ) 1.55 7000 0.411 = 01 = 1.2 105计算法向分力2：运行装置点承受到的重力对点可取力矩如下： () = 1 1 + (2 + 5 ) 2 + 3 3 + 4 0.7 + 6 2= 1.35 104 1.974 + (700 + 200) 10 3.068 + 7000 1.863 +2000 0.7 3.863 + 1300 3.068= 0.76 105 （5-4）1 到点的距离0 0 = 2 + 3 （5-5）= 2850 + 1550 5500 cos （360 106.5 150）= 56842 与点之间间距11 = = 5500 103.5 = 5348（5-6）2 主要由1 决定，同时将完整工作装置为对象展开研究分析计算有： = 01 1 + () 1 0 2 1 = 0（5-7） 联立多个方程 5-4、5-5、5-6、5-7 即有：2 = 0.32 105 计算斗杆结构承受到的油缸所用力2：X 轴 FQ 向量模值： = | cos(122)| = 3100 0.53 = 1643分析图 5-1 可知示，取斗杆（包括连杆以及斗两个组成部分）展开研究分析，可得： = 02 1 (2 + 3) 3 2 /2 = 02 0.95 105 4.4 7 103 (1.59 + 0.274) 7 103 10.59/2 = 02 = 5.04 105 （5-8）在此情况下斗杆结构闭锁力2 = 35 702 = 5.38 105 2计算横向阻力 ：力量输出充足。 全部施加给回转机构制动装置，即其极值由回转平台结构的制动力矩决定。即求此力矩。4地面附着力矩 ： = 5000 3 （其中 = 0.5）4= 5000 0.5 19.63 = 1.32 105（5-9）本次设计挖掘机为液压制动，结合经验方程得到： = 0.6 = 0.79 105 = / = 0.79 105/1.432 = 0.55 105 （5-10） 分析得到Q 点受力及其力矩 、；对整个连杆进行分析研究，简图见下图 5-3，分析可得：NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构、G3、RK、RN：分别为铲斗油缸、连杆以及摇臂三个机构作用力图 5-3对连杆机构分析简图2 = 03 2 2 2 = 0（5-11）2 = 03 2 2 2 = 0（5-12）结合方程 5-11、5-12 可知： = 0.51 105 ； = 3.3 105 分析图 5-2 对完整铲斗结构展开对象，选择点作为原点建立坐标， 及其与 V 点的垂线分别为3轴、3轴，构建坐标系有：3 = 0 2 11.5 = 0（5-13）0.32 105 3.3 105 11.5 = 0 = 2.91 1053 = 0 + 1 11.5 = 0（5-14）RQy + 105 3.3 105 11.5 = 0 = 0.34 105 323 = 0 = 0（5-15）2 0.55 105 1.375 0.32 105 0.52 = 0 = 105 3 = 0 = 0（5-16）1 2= 1 = 0.53 105 2点受力以及力矩分析计算 、 ：对连杆和曲柄两个机构展开研究，受力分析见下图 5-4，分析有：F3、Rk 分别为油缸推力和连杆结构作用力RX、RY 分别为摇臂与连线延长线和垂线方向的分力图 5-4 连杆以及曲柄结构受力分析2 = 0 + 11.5 3 = 0（5-17） = 0.27 105 = = 0.27 105 57.5 = 0.43 105 第二工况位置的受力分析这一工况下会有最大弯矩，斗杆必有最大应力。对整个工作装置展开受力研究见下图5-5。此工况情形下，机构受力包括：自重1；铲斗机构承受的挖掘阻力，含切向、法向以及侧向阻力分别为1 、2 、3NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下部铰接位置点； K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 5-5 工况二情形下机构计算分析简图如前文分析第一工况相同，可得到下述向量：FC = 5400（COS163+Sin163）FV = 4550（COS-93.5+Sin-93.5）0V = OC + CF + FV= 1865（COS88+Sin88）+ 5400（COS17+Sin17）+ 4550（COS-93.5+Sin-93.5） 则 = 1865COS88+ 5400COS17 + 4550COS-93.5= 4971mm同理可得结果如下：1 = 1 105 2 = 0.48 105 2 = 3.3 105 2 = 0.5 105 = 2.75 105 = 0.34 105 = 0.5 105 = 0.24 105 5.1.2斗杆内力图的绘制根据工况一、二、两种情形下斗杆机构的受力以及力矩，即可得到工况一、二、两种情形下内力分析见图 5-6 至 5-14 各图9。图 5-6工况 1斗杆图图 5-7工况 1斗杆图图 5-8工况 1斗杆机构图图 5-9 工况 1斗杆机构图图 5-10 工况 1斗杆机构图图 5-11 工况 1斗杆机构 图 图 5-12 工况 2斗杆机构图图 5-13 工况 2斗杆机构图图 5-14 工况 2斗杆机构图5.1.3结构尺寸计算从前文中分析发现，工况 2 情形下斗杆机构内力以及弯矩都要小于工况 1 情形下斗杆机构内力以及弯矩，因此设计只考虑工况 1 和第二截面校核。根据 5-9 至图 5-11 分析可知，过 F 点同时垂直于斗杆下底板的截面应力最大属于危险截面。得出结果之后再进行其他尺寸设计取值。斗杆宽度、钢板厚度、许用应力的选取本设计斗杆结构宽度取值2 = 275。钢板厚815，初选厚度 = 14; = 12见下图 5-15。斗杆侧板取定 12mm 厚，顶板和底板取定 14mm 厚，底板宽度为 275mm图 5-15挖掘机机构常用钢材为 16Mn，对材料的机械性能和屈服极限性能都非常优越，屈服极限 = 350，安全系数2 = 2.8，计算安全应力： = = 350 = 12522.8斗杆危险截面处高度的计算有效面积2：2 = 275 (275 25) ( 28)(5-17)= 275 250 ( 28) = (7000 + 25 ) 10 62轴和 z 轴的惯性矩、：yI = 112= 112hh 12.5 (h 28)3 2 + 2 2142 12.5 ( 28)3 2 + 2 214Z 2 dA(5-18)2 275 = 1 28 ( 25)3 2 + 2 1212137.5 2 (5-19)135137 .5= 12.5 ( 28)3 2 + 2 2 12 125横截面总面积1:1 = 275(5-20)正应力 : = =2.42105(5-21)弯曲正应力最大值, 1（7000+ 25） 106 = = 2.57105 103(5-22)22 = 2.75 103 = 2.65 105 2.75 103(5-23)22截面受到的弯曲应力以及轴向应力之和： = + + (5-24)考虑到剪应力远小于弯曲正应力，因此将其忽略，仅在后期校核中要分析，所以有： 2(5-25)联立上式即有 = 800。结合前文中尺寸取值得到尺寸用CAD 绘图得到斗杆所有所需设计的尺寸。5.1.4斗杆的强度校核对塑性材料而言，应采用第三强度理论或第四强度理论。此次设计采用第四强度理论校核，强度条件是4： 2 + 3 2 根据图 5-16 所示的斗杆结构可知截面一的形状如图 5-17 所示2进而通过CAD 软件创建面域，对不规则图形求解得出惯性矩如图 5-18 所示10，得： = 265.334 = = 0.663 = 0.070221 = =8144= 123.466 = = 87.44103 106 = 3.362 = =0.02604222 1030.0702 106 = 8.5由 2 + 3 2 = (1 + 2)2 + 3 2 = 127.6 ，故强度满足截面二的形状如图 5-19 所示进而通过CAD 软件创建面域，对不规则图形求解得出惯性矩如图 5-20 所示，得：2 = 0.452 1034 = = 1.56 103 3 = 0.0442421601 = = 1.56 = 102.6 = = 207 103 106 = 4.72 = =0.0442489 1030.04424 106 = 2由于 2 + 3 2 = (1 + 2)2 + 3 2 = 107.3 ，故强度满足截面三的形状如图 5-21 所示进而通过CAD 软件创建面域，对不规则图形求解得出惯性矩如图 5-22 所示，得：2 = 0.163 1034 = = 2.223 1033 = 0.0186271 = = 2.223 = 3.15 = = 123.4103 106 = 6.632 = =0.018635 1030.0186 106 = 1.88由于 2 + 3 2 = (1 + 2)2 + 3 2 = 10.3 ，故强度满足截面四的形状如图 5-23 所示进而通过CAD 软件创建面域，对不规则图形求解得出惯性矩如图 5-24 所示，得：2 = 0.134 1034 = = 1.02 103 3 = 0.01088272.81 = = 1.02 = 71.4 = = 207 103 106 = 19.22 = =0.0108889 1030.01088 106 = 8.2由于 2 + 3 2 = (1 + 2)2 + 3 2 = 91.7 ，故强度满足截面五的形状如图 5-25 所示进而通过CAD 软件创建面域，对不规则图形求解得出惯性矩如图 5-26 所示，得：2 = 0.1267 1034 = = 0.52 1033 = 0.01048239.11 = = 0.52 = 75.162= = 0 =222 103=0.01048 106 = 21.18由于 2 + 3 2 = (1 + 2)2 + 3 2 = 83.63 ，强度满足5.2动臂结构设计5.2.1第一工况位置本工况动臂负荷最大，此时需有下述条件同时成立：动臂油缸机构完全缩回。F、Q、V 三点共线同时连线垂直于 X 轴。斗杆出现阻力。此工况即为挖深最大时的工况，此工况简图见下图 5-27。NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下端发生铰接的设计点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 5-27 工况一情形下整体装置状态简图受力分析以及计算求得 W1：K、Q、V 共线、固定传动比，自重力矩忽略，W1=105N。求得 W1：此工况情形下 = = 46同时21 = 47（步骤见前文）将工作装置整体展开研究分析，有：11 (1 + ) + 2 1 cos 21 7 1 1 = 0（5-26）105 (6.63 + 1.865) + 2 5.4 cos 47 5.1 105 = 02 结果为负，可知在这一工况情形下，铲斗油缸结构没有充分发挥其挖力。所以要求转动 E 铰点到油缸挖力充分发挥为止。计算发现 V 点 Y 轴坐标 = 3000时，铲斗油缸机构释放的挖力最大。NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下端发生铰接的设计点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构部位的斗齿最突出点即尖端位置点图 5-28 工况一情形下整体工作状况简图此本工况为工况一情形下斗杆油缸转动二来。只有一个条件发生变化，即第（2）点内 K、Q、V 共线与 X 轴垂直变成=3000，见图 5-28 此工况情形下，动臂油缸完全缩回，结合前文计算结果有： = 5400 (cos 134.4 + sin 134.4) = 5400 sin 134.4= 1865 5400 sin 134.4 = 1993则 | | = 3000 1993 = 1007 = | | = 1007得到 = 77|4550根据DEF 图形几何关系分析存在： = 134.4 + 90 + 77 150 34.5 = 117同时2 = 2 + 2 2 因此 = 3523同时2 = 2 + 2 2 29952 = 35232 + 9402 2 3523 940 = 0 = 49据图 5-28 分析有： = 360 134 90 77 = 59计算1 与2 ：考虑到挖掘工作过程中，铲斗油缸主要输出动力，同时 K、Q、V 共线因此1 和前文计算结果相同，1 = 105。各部分机构自重对C 点产生的力矩： ()： () = 1|1 cos(134.42)|+ (2 + 5 ) (1 cos 45.6 2 sin(772) + 3 1 cos 45.6 (2 + 32) sin 77 = 4.45 105 （5-27）将全部工作装置作为整体分析研究： = 0（5-28）1 1 + 2 (2 + 3 1 ) 11 () = 0105 5.4 5 9 + 2 (4.5 5.4 5 9) 4.16 105 0.45 105 = 02 0换言之在此工况情形下，只有铲斗油缸和动臂受力运行。计算动臂铰点受力 ：重点分析铲斗、斗杆以及连杆三部分，有： 3 = 0（5-29） 1 = 0 = 105方向平行于3轴，且朝着3轴正向求解、分析铰点受力： = 0（5-30） + 1 7 7 + 1 cos 105 = 0 = 4.07 105 = 0（5-31） + 1 7 7 + 1 sin 105 = 0 = 0.22 105 + 0.97 105 + 0.06 105 = 0.81 1051、2对上下动臂附加弯矩与扭矩的求解：W 和11、12之间夹角分别为12和 921111坐标系内1 沿坐标轴的分力：11 = cos 12 = 105 cos 12 = 0.98 105（5-32）11 = sin 12 = 105 sin 12 = 0.21 105（5-33） 横向弯矩M： = 11 = 0.98 105 0.52 = 0.51 105（5-34）2附加横向弯矩M： = 11 = 0.21 105 0.52 = 0.11 105（5-35）2附加横向扭矩T：= 11 = 0.21 105 0.52 = 0.11 105（5-36）21212坐标系内1 沿坐标轴的分力：12 = 9 2 = 105 9 2 = 0.03 105（5-37）12 = 9 2 = 105 9 2 = 105（5-38） 附加横向弯矩：11= 12 = 0.03 105 0.52 = 3 103（5-39）2附加扭矩：12= 12 = 105 0.52 = 5.2 103（5-40）25.2.2第二工况位置本工况动臂受力最大，同时有：1) 动臂液压缸缸以及斗杆力臂均为最大2) 挖掘力也达到最大。在此位置机构状态简图见下图 5-29：NH、HK 分别为摇臂、连杆两个结构；C、A 分别为动臂及其配套油缸的两个下铰点； F、B 分别为动臂上方铰接位置及其与配套油缸的铰接位置点；E、D-分别为斗杆及其配套油缸（下/上）铰点；G-铲斗结构配套油缸下端发生铰接的设计点；K、Q-为铲斗这一功能部位的上端铰接和下端铰接位置点；V-铲斗结构计算1 ：图 5-29 工况二情形下结构分析简图在此工况下动臂油缸力臂达到最大值，重点研究铲斗结构受力： = 0（5-41）结果：1 = 2 = 1.38 105计算2 ：此工况位置自重对C 点造成的力矩： () = 1 5400 2 22 + (2 + 5 ) 5400 2 2 + 3 (5400 2 2 1550 3 0)2= 1.32 104 5.4 2 2 + 0.815 104 5.4 2 2+ 0.7 104 (5.4 2 2 0.155 3 0) = 1.03 105 （5-42）将全部工作装置作为整体分析研究： = 0（5-43）11 () + 1 + 2 = 01.38 105 8.094 6 8 + 2 8.094 6 8 3.1 105 0.75 2 1.03 105= 02 = 0.2 1052 的校核：研究斗杆、铲斗，发现：2 2 + 1 (2 + 3 3 0) 6 0 + 2 2 3 0 = 01.38 105 (3 1.55 6 0) + 2 1.5 43.3 106 (70)2 106 2.995 1 8 = 02 = 0.3 105可见2 = 0.2 105时，斗杆液压缸缸提供了充足的闭锁力，故取2 = 0.2 105。计算、 ：研究斗杆、铲斗，发现： = 0 + 2 6 0 + 1 6 0 + 2 3 8.5 = 0= 0.2 105 0.5 + 3 105 + 6.51 105 3 8.5 = 6.06 105 （5-44）2 = 0 + 2 6 0 + 1 6 0 + 2 3 8.5 = 0 + 0.1732 105 0.5 105 3 8.5 0.165105 = 0 = 4.54 105（5-45）将全部工作装置作为整体分析研究： = 0 + 1 2 7.5 + 1 3 0 + 2 6 0 = 0= 3.1 105 2 7.5 3 105 0.1 105 = 3.72 105（5-46）2 = 0 + 1 2 7.5 + 1 3 0 2 6 0 = 0= 3.1 105 2 7.5 3 0.2 105 0.5 105 0.97 105 = 0.79 1052 对上下动臂所产生的附加弯矩与附加扭矩1、1、2、2； 由图的几何关系知:与11的夹角1 = 60 + 22 35.5 = 46. 5与12的夹角2 = 60 + 24.5 + 22 = 106. 51111 11上1 、2 的分力：1 = 1 1 + 2 2 = 105 4 6.5 + 0.2 105 4 6.5 = 0.83 1051 = 1 1 + 2 2 = 105 4 6.5 + 0.2 105 4 6.5 = 0.86 1051 上动臂弯矩:1= = 0.83 105 0.52 = 0.43 105 （5-47）21 上动臂扭矩:1= = 0.86 105 0.52 = 0.45 105 （5-48）21212 12上1 、2 的分力：2 = 1 1 06.5 + 2 1 6.5 = 105 1 06.5 + 0.2 105 1 6.5 =0.1 105 2 = 1 1 06.5 + 2 1 6.5 = 1.02 105 （5-49）2 下动臂弯矩:2= = 0.1 105 0.52 = 0.52 104 （5-50）22 下动臂扭矩:2= 2 = 1.02 105 0.52 = 0.53 105 （5-51）25.2.3内力图和弯矩图的求解第工况中内力和弯矩的求解上动臂的轴向力:1 = cos 80 + cos 10 = 0.81 105 8 0 + 4.07 105 1 0 = 4.15 105（5-52）上动臂的剪力:1 = 8 0 + sin 10 = 0.81 105 8 0 + 4.07 105 1 0 = 0.76 105（5-53）上动臂的轴向弯矩:下动臂的轴向力:下动臂的剪力:1 = 0.1 105 1 = 2.59 104 （5-54）2 = 3 3 = 105 0.84 = 0.84 105（5-55）2 = 3 3 = 105 0.54 = 0.54 105（5-56）下动臂的轴向弯矩：1 = 0.84 105 1 = 0.54 104 3.62 = 1.97 105 （5-57）得到工况一情形下弯矩图以及内力见下图 5-30 至图 5-32C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况一情形下N 图C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况一情形下T 图C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况一情形下M 图第工况中内力和弯矩的求解上动臂机构受力中轴向力 N1 以及剪切力Q1 求解如下：1 = sin 13.5 + cos 13.5= 3.72 105 cos 13.5 + 0.79 105 sin 13.5 = 3.8 105（5-58）1 = sin 80 + sin 10= 0.81 105 sin 80 + 4.07 105 sin 10 = 0.76 105（5-59）下动臂机构受力中轴向力 N2 以及剪切力Q2 求解如下:2 = cos 46.5 cos 43.5= 4.54 105 cos 46.5 6.06 105 cos 43.5 = 0.52 105（5-60）2 = sin 46.5 + cos 43.5= 4.54 105 4 6.5 + 6.06 105 4 3.5 = 7.46 105（5-61）同时下臂结构位置受力弯矩计算方程如下：1 = 7.46 105 1 = 7.46 104 3.62 = 2.7 105 （5-62） 从上述分析计算不难看出工况二情况下内力以及弯矩图见下图 5-33、5-34、5-35。C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况二情形下 N 图C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况二情形下 T 图C、Q-分别为动臂及其配套油缸两个机构的下铰点；F-动臂及其配套油缸铰接位置点工况二情形下 M 图结构计算根据图 5-34、5-35 可以使用工况二作为设计图，工况 1 作为检验图进行校验。结合图形进行受力计算，动臂拐点处可能受力最大，容易出现危险，需要重点关注， 根据木桶效应，应以此截面进行计算，并据此计算得出其他部位的设计数据。参数预选：配合测绘、经验值有：动臂结构支持底板宽度 b 以及厚度 n 分别如下： = 420 = 14上、下动臂侧板厚1 = 2 = 14， 许用应力预选：选用低合金结构钢 16Mn，屈服极限 = 350，初选安全系数 = 1.7，则许用应力： = = 350 = 205（5-63）1.7危险截面面积以及有效面积分别为： = = ( 2) ( 2) = 420 (420 2) ( 28)（5-64） 上、下动臂有效面积分别为：1 = = 420 (420 2 14) ( 28) = (10976 + 28)2（5-65）2 = = 420 (420 2 12.5) ( 28) = (11060 + 28)2（5-66）上、下动臂危险截面对Y 轴的惯性矩分别为：11132= 28 （ 28） + 2 12 2132= 28 （ 28） + 2 12 2142 2 420 = 28 （ 28333） + 280 （ 14） （5-67）128211132= 28 （ 28） + 2 12 2132= 28 （ 28） + 2 2 2 420 12= 25 （ 28 212.5333） + 280 （ 28） （5-68）1282上、下动臂危险截面对Z 轴的惯性矩分别为I11Z = 11228(b-28)3+2b2-mb2Z2dA = 112 28(b-28)3 +2b2-mb2z2hDZ= 28 3923 + 2 2103 1963（5-69）123= 28 3953 + 2 2103 197. 53（5-70）11123上动臂危险截面中：拉伸轴向力所产生的正应力：= 11= 3.8 105（5-71）1111弯曲所产生的正应力：（+ ） 5=122 = 15.3 10 （5-72）12根据应力合力如下：计算得到： = 120011 + 12 （5-73）计算得到危险截面大小尺寸，就能够进一步获得动臂结构尺寸。5.2.4动臂的强度校核动臂也和斗杆一样采用第四强度理论校核，强度条件是： 2 + 3 2 动臂结构型式如图 5-36截面一的形状如图 5-37 所示8由 CAD 软件创建面域，可对不规则图形求解惯性矩如图 5-38 所示，
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