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多功能 挖掘机 工作 装置 设计

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毕业设计（论文）中期报告题目：多功能挖掘机工作装置设计一.设计（论文）进展状况1.1通过查阅书籍资料，结合动臂，斗杆等各部件之间的工况分析，计算各部件之间受力大小，完成各部件尺寸计算，查阅机械设计书册，筛选各个铰接位置标准件，利用三维建模软件UG，完成工作装置的建模工作。1.2通过计算工作装置的三个极限工作位置，分析工作装置包络图，得到优化后的挖掘机工作装置三维模型：1.3完成了一篇3000字的外文翻译工作。1.4 根据完成的三维模型，完成多功能挖掘机工作装置CAD总装图一份。二、存在问题及解决措施2.1 存在的问题： （1）在设计初期，对设计流程，设计参数，细节结构没有一个深刻的认识。 （2）设计中有些参数还没有进行验证，未将有关零件进行标准化。 （3）工作装置的总装图不够完善，有些铰接点结构尚未表达清楚。 （4）铲斗与斗齿连接方式存在疑问。2.2解决的措施： （1）把握设计的重点，合理安排时间，多查找相关资料，修改图纸中存在的不足使工作装置合理化。 （2）查阅相关资料，对动臂，斗杆，铲斗之间的连接方式做更深一步的研究。三、后期工作安排第4-5周（2014.3.17-3.23）：解决工作装置在三维模型中结构方面存在的问题。第5-8周（2014.3.24-2014.4.13）：通过详细的计算得出工作装置不同工况下所需的牵引力，并根据设计要求核算销轴、液压系统的尺寸和使用寿命，并开始撰写毕业论文。第8-9周（2014.4.14-2014.4.20）：根据计算结果进一步修改三维模型。第9-10周（2014.4.21-2014.4.27）：依据修改后的三维模型，完成二维总装图，表达清楚内部结构，完成图纸量的要求。第10-11周(2014.4.28-2014.5.4）：完成毕业论文，准备答辩。 指导教师签字： 2014 年 03 月 14 日注：1）正文：宋体小四号字，行距20磅，单面打印；其他格式要求与毕业论文相同。2）中期报告由各系集中归档保存，不装订入册。毕业设计(论文)开题报告题目：多功能挖掘机工作装置设计1毕业设计（论文）综述（题目背景、研究意义及国内外相关研究情况） 1.1题目背景、研究意义 液压挖掘机具有多种工作装置，通过更换不同的工作装置，可以实现清淤、钻孔和起重等功能，同时其还具有工作效率高、便于操作的特点，因此广泛应用于建筑施工、矿山采掘、城市道路以及现代化的军事工程等机械化施工领域，是工程机械中最重要的品种之一。液压挖掘机在进行土石方工程的工作时，利用其工作装置对土石方进行挖掘，因此高性能和高可靠性的工作装置是挖掘机整机先进性的重要体现。液压挖掘机的工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗和相应的三组油缸以及连杆机构组成的一种多杆机构，通过控制三组油缸的伸缩运动来实现各种位置的挖掘液压挖掘机在实际工作过程中，工作装置的运动和受力情况均较复杂，主要表现在：1)工作对象的多样性，挖掘机是通过铲斗与土壤问的相互作用实现挖掘的，在各种施工场地工作时，土质条件较复杂，受力情况难以确定；2)工作过程是通过驱动三组油缸的复合运动来实现，每个动作要由两个以上的部件参与实现；3)在挖掘过程中，工作装置姿态不断变化，使得挖掘力也随之变化，实际的挖掘力难以确定，工作装置承受着拉压、扭转、振动和惯性冲击等多种载荷的复合作用1。本题目来自第六届全国三维设计大赛，具有很高的实用价值，涉及到机械、液压和结构设计方面的知识，我们通过本毕业设计，能够将大学中学到的机械、液压和结构设计方面的知识很好的用到实际工程中，培养我们进行实际工程设计的能力。 1.2国内外相关研究情况从 20 世纪 50 年代开始生产第一台液压挖掘机至今，挖掘机工作装置己经发展到了相当成熟的阶段。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，来提高自己挖掘机在国际上的竟争力。近几年来，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（重量轻、挖掘能力大、生产率高）、通用性好、操纵轻便，也由于下述几个因素：(1) 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推性，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、耐久性试验等等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；(2) 重视电子计算机技术的引用，加快了新产品的发展速度，国外发展有总体、工作装置、液压系统等的设计程序出现了总体优化设计方法和适合于计算机数据处理的数学模型描述液压系统和元件特性的程序，这样，就可以利用计算机在很短的时间内进行总体设计，新产品从设计到批量生产的周期缩短到2-3年左右。早在1958年，国内便开始了液压挖掘机的研制开发工作，随后开发出一系列比较成熟的产品。当时山于受配件如发动机、液压件及企业自身条件的影响，其质最和产量远未达到应有的水平，与国外同类产品相比也存在较大差距。到了 80 年代末和 90 年代初，世界各工业发达国家液压挖掘机技术水平得到了迅速的提高，突出表现在追求高效率（同一机重的挖掘机功率普遍提高，液压系统流量增大，作业循环时间减小，作业效率大大提高）；高可靠性和追求司机操作的舒适性。目前，国内外研究人员对挖掘机工作装置的性能分析主要研究工作集中在运动学、铲斗轨迹规划与控制、动力学、工作装置的结构分析、灵敏度、振动分析、结构优化与相关的试验研究方面1。2.本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施 2.1本课题研究的主要内容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。这一结构主要表现为动臂、斗杆长度的变化，由动臂、斗杆的两元件变化为两节动臂、斗杆的多元件和伸缩臂等。这些多功能工作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。 本课题研究的主要内容：1) 对多功能挖掘机工作装置进行结构设计；2) 对多功能挖掘机工作装置进行运动学分析。2.2研究方案由于挖掘机从开始生产到现在，已演变为多功能的多用途机械设备，本课题主要的研究方案为以下两种：1) 整体型的动臂+斗杆的工作装置图1 整体式直动臂 图2 整体式弯动臂2) 组合式的动臂+斗杆的工作装置图3 组合式动臂组合式动臂的优点是，可以根据作业条件随意调整挖掘机的作业范围和挖掘力，且其互换工作装置多，可满足各种作业的需要，装车运输方便。其缺点是质量大，制造成本高，故本次设计不采用。整体式动臂的优点是结构简单，轻巧，质量轻而刚度大。缺点是更换的工作装置少，通用性较差。弯动臂是目前应用最广泛的结构型式，可以有较大的挖掘深度，且降低了卸土高度2。经比较，选择整体弯动臂。2.3研究方法或措施分别对所选定的方案进行结构设计、液压系统设计及结构有限元分析，用三维设计软件Solidworks进行三维模型运动模型仿真，评估系统各部件受力及结构的合理性。3.本课题研究的重点及难点，前期已开展工作 本课题研究的重点是：工作装置的结构设计、三维模型的建立。难点是：工作装置各部件的几何尺寸的确定、结构受力分析、工作装置三维模型的运动仿真。 前期已开展工作：查阅多功能挖掘机工作装置的相关资料；了解其组成及装配关系；并为进一步周密的设计做好充分准备。4.完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写） 第1-3周：查阅资料，了解工作原理及特点，完成基础知识的积累并撰写开题报告；(2013年11月15日-12月10日) 第4-6周：方案论证，深化方案具体实施步骤；(2013年12月11日-12月27日) 第7-10周：多功能挖掘机工作装置的具体方案设计，图纸准备，准备中期答辩；(2013年12月30日-2014年3月12日) 第11-15周：撰写毕业论文，论文修改，准备毕业答辩。(2014年3月17日-4月23日)5 指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见）指导教师： 年 月 日 6 所在系审查意见： 系主管领导： 年 月 日注：1. 正文：宋体小四号字，行距22磅。2. 开题报告由各系集中归档保存。参考文献1 任友良.液压挖掘机工作装置结构性能分析D.杭州:浙江大学,2010:9-222 康海洋.液压挖掘机动臂结构动态分析D.长沙:长沙理工大学,2007:6-183 王建军，冯光金，占必红等.小型挖掘机工作装置三维建模及有限元分析J.中国工程 机械学报，2011，（9）4 牛多青，尹成龙，汪振乾等.基于SolidWorks的挖掘机工作装置虚拟设计J.机械制造，2007，（45）5 周勇，宋春华.国内外液压挖掘机的发展动向J.矿山机械，2008，（36）6 朱建新，邹湘伏，黄志雄.谈国产液压挖掘机未来的发展趋势J.凿岩机械气动工具 ，2003，（3）7 何清华，张大庆，郝鹏等.液压挖掘机工作装置仿真研究J.系统仿真学报，2006，（18）8 刘韬，胡军科，谢平.液压挖掘机工作装置结构的优化设计J.建设机械技术与管理，20109 张林艳，邓子龙，张红亮等.挖掘机工作装置虚拟样机的建立与动力学仿真J.辽宁石油化工大学学报，2008，（28）10 张卫国. 液压挖掘机工作装置动力学仿真分析及研究D.山西：太原理工大学，201011 郑东京.挖掘机工作装置的有限元分析及其仿真D.陕西：西北农林科技大学，201112 陈玉峰.液压挖掘机工作装置运动与动力综合优化研究D.重庆：重庆大学，200513 杜文靖，崔国华，刘小光.液压挖掘机工作装置整体集成有限元分析J.农业机械学报，2007（38）14 GU Jun and SEWARD Derek.Digital Servo Control of a Robotic ExcavatorJ.CHINESE JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING,2009,(22)15 Yang Liu,Mohammad Shanhidul Hasan,Hong-Nian Yu.Modelling and Remote Control of an ExcavatorJ.International Journal of Automatiom and Computing,2010,(7)16 GU Jun, D. SEWARD. Improved control of intelligent excavator usingproportional-integral-plus gain schedulingJ. Journal of Central South University.2012西安工业大学北方信息工程学院本科毕业设计(论文)题目：多功能挖掘机工作装置设计多功能挖掘机工作装置的设计摘 要挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大的作用。随着国家经济建设的不断发展，单斗挖掘机的需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中的作用将越来越显著。 反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动分析。在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机反铲装置的基本轮廓。 挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算， 并进行机构设计的合理性分析。 关键词：单斗挖掘机；运动分析；力学分析；强度校核Design of Multifunctional Excavator Working DeviceAbstractExcavator is a kind of important engineering machinery, widely used in building, road engineering, water conservancy construction, forestry development, port construction, national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries, to reduce heavy manual labor, ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous role. With the continuous development of national economic construction, excavator demand will greatly increase year by year, its role in national economic construction will become more and more prominent. The shovel device as a singlebucketexcavator working device of a main form in engineering practice, occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape, according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then, on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions, organizations, and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline. Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis, calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant parameters, and their size by numerous dig power restriction, dangerous working conditions, the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis and the rationality of the design. Key Words:SingleBucketExcavator; Motion Analysis, Mechanics Analysis，Strength Check主要符号表L1min 动臂油缸的最短长度L1max 动臂油缸的伸出的最大长度i 铲斗连杆机构传动比H 最大挖掘深度R 最大挖掘半径 转角W 挖掘阻力C 土壤的硬度系数 转斗瞬时转角B 切削刃宽度影响系数A 切削角变化影响系数Z 带有斗齿的系数X 斗侧壁厚影响系数F1 动臂油缸的闭锁力M 力矩Q 斗容量B 平均斗宽T 扭矩目 录1 绪论11.1课题背景及目的11.2国内外相关研究情况11.3课题研究方案31.4本论文主要研究内容42 总体结构设计52.1工作装置构成52.2工作原理52.3动臂及斗杆结构形式62.4动臂油缸与铲斗油缸布置62.5铲斗与铲斗油缸连接方式72.6铲斗结构选择72.7原始几何参数确定83 工作装置运动学分析93.1动臂运动分析93.2斗杆运动分析103.3铲斗运动分析113.4特殊工作位置计算144 基本尺寸确定164.1动臂基本参数确定164.1.11与A点坐标选取164.1.2I1和I2计算164.1.3I41和I42计算164.1.4I4和I5计算164.2动臂基本参数校核184.2.1动臂机构闭锁力校核184.2.2满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩校核194.2.3满斗处于最大高度时,动臂提升力矩校核204.3斗杆基本参数确定214.4铲斗机构基本参数确定214.4.1转角范围214.4.2铲斗机构其它基本参数计算224.5斗形基本参数确定235 工作装置结构设计255.1斗杆结构设计255.1.1斗杆受力分析255.1.2结构尺寸计算335.2动臂结构设计355.2.1第一工况位置355.2.2第二工况位置395.2.3内力图和弯矩图求解415.3铲斗设计475.3.1铲斗斗形尺寸设计475.3.2铲斗斗齿结构计算476 销轴与衬套496.1销轴设计496.2销轴用螺栓设计506.3衬套设计507 总结51参考文献52致谢53毕业设计（论文）知识产权声明54毕业设计（论文）独创性声明55IV1 绪论1.1课题背景及目的液压挖掘机具有多种工作装置，通过更换不同的工作装置，可以实现清淤、钻孔和起重等功能，同时其还具有工作效率高、便于操作的特点，因此广泛应用于建筑施工、矿山采掘、城市道路以及现代化的军事工程等机械化施工领域，是工程机械中最重要的品种之一。液压挖掘机在进行土石方工程的工作时，利用其工作装置对土石方进行挖掘，因此高性能和高可靠性的工作装置是挖掘机整机先进性的重要体现。液压挖掘机的工作装置主要由动臂、斗杆、铲斗和相应的三组油缸以及连杆机构组成的一种多杆机构，通过控制三组油缸的伸缩运动来实现各种位置的挖掘液压挖掘机在实际工作过程中，工作装置的运动和受力情况均较复杂，主要表现在：工作对象的多样性，挖掘机是通过铲斗与土壤问的相互作用实现挖掘的，在各种施工场地工作时，土质条件较复杂，受力情况难以确定；工作过程是通过驱动三组油缸的复合运动来实现，每个动作要由两个以上的部件参与实现；在挖掘过程中，工作装置姿态不断变化，使得挖掘力也随之变化，实际的挖掘力难以确定，工作装置承受着拉压、扭转、振动和惯性冲击等多种载荷的复合作用1。本题目来自第六届全国三维设计大赛，具有很高的实用价值，涉及到机械、液压和结构设计方面的知识，我们通过本毕业设计，能够将大学中学到的机械、液压和结构设计方面的知识很好的用到实际工程中，培养我们进行实际工程设计的能力。1.2国内外相关研究情况从 20 世纪 50 年代开始生产第一台液压挖掘机至今，挖掘机工作装置己经发展到了相当成熟的阶段。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，来提高自己挖掘机在国际上的竟争力。近几年来，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8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（重量轻、挖掘能力大、生产率高）、通用性好、操纵轻便，也由于下述几个因素：(1)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推性，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、耐久性试验等等，要通过严格的科学试验和用户评价，才进行定型生产；(2)重视电子计算机技术的引用，加快了新产品的发展速度，国外发展有总体、工作装置、液压系统等的设计程序出现了总体优化设计方法和适合于计算机数据处理的数学模型描述液压系统和元件特性的程序，这样，就可以利用计算机在很短的时间内进行总体设计，新产品从设计到批量生产的周期缩短到2-3年左右。早在1958年，国内便开始了液压挖掘机的研制开发工作，随后开发出一系列比较成熟的产品。当时山于受配件如发动机、液压件及企业自身条件的影响，其质最和产量远未达到应有的水平，与国外同类产品相比也存在较大差距。到了 80 年代末和 90 年代初，世界各工业发达国家液压挖掘机技术水平得到了迅速的提高，突出表现在追求高效率（同一机重的挖掘机功率普遍提高，液压系统流量增大，作业循环时间减小，作业效率大大提高）；高可靠性和追求司机操作的舒适性。目前，国内外研究人员对挖掘机工作装置的性能分析主要研究工作集中在运动学、铲斗轨迹规划与控制、动力学、工作装置的结构分析、灵敏度、振动分析、结构优化与相关的试验研究方面1。由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能；应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化；提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势：（1） 向大型化发展的同时向微型化发展；（2） 更为普遍地采用节能技术；（3） 不断提高可靠性和使用寿命；（4） 工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大；（5） 由内燃机驱动向电力驱动发展；（6） 液压系统不断改进，液压元件不断更新；（7） 应用微电子、气、液等机电一体化综合技术；（8） 增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率；（9） 人机工程学在设计中的充分利用。1.3课题研究方案由于挖掘机从开始生产到现在，已演变为多功能的多用途机械设备，本课题主要的研究方案为以下两种：（1） 整体型动臂+斗杆工作装置图1.1 整体式直动臂 图1.2 整体式弯动臂（2） 组合式动臂+斗杆工作装置图1.3 组合式动臂组合式动臂的优点是，可以根据作业条件随意调整挖掘机的作业范围和挖掘力，且其互换工作装置多，可满足各种作业的需要，装车运输方便。其缺点是质量大，制造成本高，故本次设计不采用。整体式动臂的优点是结构简单，轻巧，质量轻而刚度大。缺点是更换的工作装置少，通用性较差。弯动臂是目前应用最广泛的结构型式，可以有较大的挖掘深度，且降低了卸土高度2。经比较，选择整体弯动臂。1.4本论文主要研究内容通过对实体挖掘机的测绘，取得工作装置的大体数据资料，再通过力学知识和运动学分析计算，得到工作装置的基本尺寸和结构尺寸，最后利用三维设计软件UG NX 8.0进行三维模型的建立及仿真。2 总体结构设计2.2工作装置构成图2.1 工作装置组成图 图2.1为液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，如图2.1所示本反铲工作装置由铲斗5、连杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。2.2工作原理动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动；依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动；而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次循环挖掘。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。2.3动臂及斗杆结构形式动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在当下的各种型号挖掘机中应用较为广泛，且其结构简单，价格适中，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，有利于得到较大的挖掘范围。斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。本设计中采用应用广泛的整体式动臂及整体式斗杆。挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的连杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理，由于单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，进行简化处理后得图2.2。图2.2 工作装置结构简图多功能挖掘机的工作装置经简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为一确定值时，工作装置的位置即可确定。2.4动臂油缸与铲斗油缸布置动臂油缸安装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但不影响动臂的下降幅度，并且布置中，动臂油缸在动臂的两侧各安装一只，这样的双动臂油缸在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的不足，具体结构如图2.3所示。 图2.3 动臂油缸铰接示意图2.5铲斗与铲斗油缸连接方式本设计中采用的是六连杆的布置方式，这种方式可以得到较大的铲斗转角，有利于机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2.4所示。1-斗杆；2-连杆机构；3-铲斗图2.4 铲斗连接布置示意图2.6铲斗结构选择铲斗结构的基本要求：1） 铲斗的纵向剖面形状应适应挖掘过程各种物料在斗中运动规律，有利于物料的流动，使装土阻力最小，有利于将铲斗充满。2） 装设斗齿，以增大铲斗对挖掘物料的线比压，斗齿及斗形参数具有较小的单位切削阻力，便于切入及破碎土壤。斗齿应耐磨、易于更换。3） 为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽与物料直径之比应大于4：1。铲斗的斗齿装配中，本设计中选用橡胶卡销式。 图2.5 斗齿安装形式2.7原始几何参数确定挖掘机重20t。由于本设计挖掘机适用性强，功能多，故选取动臂与斗杆长度比K1=1.8，即l1/l2=1.8。初选铲斗斗容q=0.8m3。工作装置液压系统主参数的初步选择：初选动臂油缸内径D1=140mm，活塞杆直径d1=90mm；斗杆油缸内径D2=140mm,活塞杆直径d2=90mm；铲斗油缸内径D3=110mm,活塞杆直径d3=80mm。由经验公式和机器参考，初选动臂油缸行程L1=12800mm,斗杆油缸行程L2=1420mm，铲斗油缸行程L3=800mm。3 工作装置运动学分析3.1动臂运动分析图3.1 动臂摆角范围计算简图动臂的摆角1max是动臂油缸长度L1的函数，动臂上任意一点在任意时刻的坐标值也都是L1的函数。图中L1min：动臂油缸的最短长度；L1max：动臂油缸的伸出的最大长度；1min：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；1max：动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。在三角形ABC中：L12 = l72+l52-2COS1l7l5 1= COS-1（l72+l52- L12）/2l7l5 （3.1）在三角形BCF中：L222 = l72+l12-2COS20l7l120 = COS-1（l72+ l12- L222）/2l7l1（3.2）由图3.1所示的几何关系，可得到21的表达式：21 =20+11-1（3.3）当F点在水平线CU之下时21为负，否则为正。F点的坐标为 XF = l30+l1cos21YF = l30+l1sin21（3.4）C点的坐标为 XC = XA+l5COS11 = l30YC = YA+l5Sin11（3.5）动臂油缸的力臂e1e1 = l5SinCAB（3.6）显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5， = l7/ l5。这时L1 =Sqr（l72-l52）= l5 Sqr（2-1）1 = cos-11/（3.7）3.2斗杆运动分析如图3.2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数为l2，本设计中只考虑L2的影响。图3.2 斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF中 L22 = l82+ l92-2COS2l8l92 = COS-1（L22- l82-l92）/2l8l9（3.8）由上图的几何关系知2max =2 max-2min（3.9）则斗杆的作用力臂e2 =l9SinDEF（3.10）显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92）。3.3铲斗运动分析铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3.3所示， Q点为铲斗与斗杆的铰点，V点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为摇杆与斗杆的铰点，H点为摇杆，油缸与连杆的铰点。图3.3 铲斗连杆链接方式3.3.1铲斗连杆机构传动比i利用图3.4，可求得以下参数：在三角形HGN中 22 = HNG = COS-1（l152+l142-L32）/2l15l14 30 = HGN = COS-1（L32+ l152- l142）/2L3l1432 = HNG =-MNG -MGN =-22-30（3.11）在三角形HNQ中L272 = l132 + l212 + 2COS23l13l21 NHQ = COS-1（l212+l142- L272）/2l21l14（3.12）在三角形QHK中27 = QHK= COS-1（l292+l272-L242）/2l29l27（3.13）在四边形KHQN中NHK=NHQ+QHK（3.14）铲斗油缸对N点的作用力臂r1r1 = l13Sin32（3.15）连杆HK对N点的作用力臂r2r2 = l13Sin NHK（3.16）而由r3 = l24，r4 = l3 有连杆机构的总传动比i = （r1r3）/（r2r4）（3.17）显然由上式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2min代入可得初传动比i0，L2max代入可得终传动比iz。铲斗相对于斗杆的摆角3铲斗的瞬时位置转角为3 =7+24+26+10（3.18）其中，在三角形NFQ中7 = NQF= COS-1（l212+l22- l162）/2l21l2（3.19）10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角3max和3min，于是得铲斗的瞬间转角:3 = 3-3min（3.20）铲斗的摆角范围: 3 = 3max-3min（3.21）图3.4 铲斗连杆机构传动比计算简图3.3.2斗齿尖运动分析如图3.5所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV和YV的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下:由F点知： 32= CFQ=3-4-6-2 (3.22)在三角形CDF中：DCF由后面的设计确定，在DCF确定后则有： l82 = l62 + l12 - 2COSDCFl1l6 (3.23)l62 = l82 + l12 - 2COS3l1l8 3 = COS-1（l82+l12l62）/2l1l8 (3.24)在三角形DEF中L22 = l82 + l92 - 2COS2l8l9图3.5 齿尖坐标方程推导简图则可以得斗杆瞬间转角2 2 = COS-1（l82+l92- L22）/2l8l9 (3.25)4、6在设计中确定。由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2COS32l16l1） (3.26)由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2COS32l2l1） (3.27)由Q点知： 35= CQV=233-24-10 (3.28)在三角形CFQ中：l12 = l232 + l32 - 2COS33l23l3 33 = COS-1（l232+l32- l12）/2l23l3 (3.29)在三角形NHQ中：l132 = l272 + l212 - 2COS24l27l21 24 =NQH=COS-1l272+l212 -l132）/2l27l21 (3.30)在三角形HKQ中： 26 =HQK=COS-1l272+l242l292）/2l27l24 (3.31)在四边形HNQK： NQH =24 +26 (3.32)20 = KQV，其在后面的设计中确定。在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标可得各坐标点的值。3.4特殊工作位置计算3.4.1最大挖掘深度H1max图3.6 最大挖掘深度计算简图在图3.6中，Nh为摇臂；HK为连杆；C为动臂下铰点；A为动臂油缸下铰点；B为动臂与动臂油缸铰点；F为动臂上铰点；D为斗杆油缸上铰点；E为斗杆下铰点；G为铲斗油缸下铰点；Q为铲斗下铰点；K为铲斗上铰点；V为铲斗斗齿尖。当动臂全缩时，F，Q，V三点共线且处于垂直位置时，为工作装置最大挖掘深度：H1max = YV = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 = YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (3.33)3.4.2最大卸载高度H3max图3.7 最大卸载高度计算简图如图3.7所示，当动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，Q，V连线处于垂直状态时，为工作装置最大卸载高度：H3max=YQMAX =YC+ l1sin（1MAX-2-11）+l2sin（32MAX+1MAX-2-11-） (3.34)最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。3.4.3最大挖掘半径R1max图3.8 最大挖掘半径计算简图如图3.8所示，当斗杆油缸全缩，F，Q，V三点共线，且斗齿尖V和铰点C在同一水平面上，即Yc=Yv，为工作装置理论最大挖掘半径： R1max=XC+L40 (3.35)式中：L40 = Sqr（L1+L2+L3）2-2（L2+L3）L1COS32max (3.36)最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9885mm。474 基本尺寸确定4.1动臂基本参数确定4.1.1 1与A点坐标选取初选动臂转角1=120，由经验统计和参考其他同斗容机型，选择特性参数，K3=1.4（k3=L42/L41）铰点A坐标的选择：由地盘和转台结构，并结合同斗容其他机型的实地测绘，初选 XA=430mm；YA=1200mm4.1.2 I1和I2计算由统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R1、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：l2 =（R -l3）/（1+ k1）=（9885-1550）/（1+1.8） 3000mm则l1 = k1l2 = 1.83200= 5400mm4.1.3 I41和I42计算如图4-1所示，在三角形CZF中：l42 = k3l41 = 1.42585 =3620 mm3 9= ZFC = COS-1（l422+l12l412）/2l1l42 = I4和 I5计算由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.411的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大11会使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选11 = 62.5。斗杆油缸全缩时，CFQ =328最大，依经验统计和便于计算，初选（32 8）max = 160 。图4.1 最大挖掘半径时工作装置结构简图由于采用双动臂油缸，BCZ的取值较小，初取BCZ = 5 如图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和3.35有 H3max= YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (4.1) 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) 将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)又特性参数k4=Sin1max/ 1Sin1min 则有 Sin1min = Sin1max/1 k4 =Sin1max/0.65 (4.5) (4.6)将4.5、4.6代入到4.4式中6485+6630-5760Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67） = 0 (4.7)解之：1max =152 1min =46.1 由4.2式有H1max= l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11- YA 而1min与1max需要满足以下条件 1min = COS-1（2+1-2）/2 (4.8) 1max = COS-1（2+1-122）/2 (4.9)将1max 、1min 的值代入4.8、4.9中得： = 2.51 = 3.1 1而+ 1 = 2.51 + 1 = 3.51 (4.10) （1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） (4.11)、满足4.10、4.11两个经验条件，说明、的取值是可行的。则l7= l5=3.11 750 = 2335mmL1min =l5 =2.51 750 =1880mmL1max =1 L1min =1.61880 = 3010mm至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。4.2动臂基本参数校核4.2.1动臂机构闭锁力校核正常的挖掘阻力W1J ： (4.15) 在4.15式中，W1切削阻力的切向分力；C土壤的硬度系数，对不同的土壤条件取值不同，这里设挖机用于级土壤的挖掘，取值为3；R铲斗与斗杆铰点到斗齿尖距离，即转斗切削半径其在前面已经初步确定，取值为1550mm；max某一挖掘位置时铲斗总转角的一半；某一挖掘位置处转斗的瞬时转角，在此处由于是求平均挖掘阻力，故初取max = = 54.5；B切削刃宽度影响系数，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.61.04 = 3.7；A切削角变化影响系数，取A = 1.3；Z带有斗齿的系数，取Z =0.75；X斗侧壁厚影响系数，X =1+0. 03S,其中S为侧壁厚度，由于是初步设计，故预取X =1.15 ；D切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取D= 1.35104N。将以上的数值代入到4.15式中可以解得：W1J = 0.55 105N。由图3.8知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：M1J = W1J（H1max + YC） = 0.55 105（6.63 +1.775）= 4.6 105 N.m (4.16)动臂油缸的闭锁力F1F1 = P1S1（S1：动臂油缸小腔的作用面积） = 3.43107（702452）10-6= 3.1105 N 最大挖掘半径工作装置自身重力所产生的力矩MG：要求力矩，首先应该需要知道作用力和作用力臂。在此处，则是先要求出工作装置各部分的重量：由经验统计，初步估计工作装置的各部分重量如下：动臂G1= 1320kg 斗杆G2 = 700kg铲斗G3 = 700kg 斗杆缸G4 = 200kg铲斗缸G5 = 115kg 连杆机构G6 = 130kg动臂缸G7 = 350kg当处于最大挖掘深度时：1 =1min = 46.12 =1 +21 -11 =46 + 47 62.5 = 30.5 由图3.8有MG （G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ）l1COS20(4.17) = （660+700 +700 +200 +115 +130 ）5.4COS20= 0.94 05N.m动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩（对C点的矩）：M3 = F1l7 l5 Sin1min / l1min + MG (4.18) = 23.1105 2.3350.75Sin46/1.88 + 0.94105 = 5.1105 N.m M1J = 4.6 105 Nm 在4.18中说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于平均挖掘阻力，满足要求。4.2.2满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩校核工作装置重量GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 700 + 700 + 115 + 130 = 1645kg 1.8q103 （q：斗容）按经验公式取土的重量：G T= 1.7q103 = 1530kg当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图4.1所示，则有：MZ = G1+4 l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7 l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2） = （1320+200）2.7 + 1645（5.4+0.73）+ 1530（5.4+3-0.775） = 2.8105 Nm 动臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 3.1410770210-6=4.83105 N在如图3.4所示，在三角形CAB中： L1 e1 = ACBCSinACB (4.19) 则此时斗杆油缸提升力矩:MT = F1 e1= 31.4106(70)210-620.75 =1.5106 Nm MZ (4.20)故满足要求4.2.3满斗处于最大高度时,动臂提升力矩校核当斗杆在最大高度时的工况类似于图3.7，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。1 =1max =152 32 =32max = 1602 = 30.521 =1-（2 +11）= 152-（30.5 + 62.5）= 59 37 =32 -（-21）=160-（180-59）=39则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩MZ：MZ = G1+4 H1 + GG+D（H1+l2COS39/2）+ GT （H1+l2COS39l3/2） =（1320+200）36.4 +（3.64+3COS39/2）10+ 1530（3.64+3COS39-1.55/2） (4.21) = 2.2105 Nm 此时对于动臂油缸而言：L1 = L1max =3010 mm 1 =1max = 152同4.19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e2 = 375 mm此时动臂油缸的提升力矩MT可参考4-20求得：MT = 2.8105 N.m MZ说明满足要求。4.3斗杆基本参数确定D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图4.2 斗杆机构基本参数计算简图取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：e2max = l9 = PGmax（l2 + l3）/ P2(4.22) = 100103 （3000+1550）10-3/31.4(70)210-6 = 940 mm 斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系: e20/e2max = l9COS(2max/2)/l9 = COS (2max/2) (4.23)由4.23知, 2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少2max,初取2max = 90由上图4.3的几何关系有:L2max = L2min +2l9Sin (2max/2) = 2215 + 2940Sin 45 = 3545 mml82 = L22min + l29 + 2L2minl9COS(-2max)/2 = 22152+ 9402 + 22215940COS135 l8 = 2995 mm而EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130170之间1.初定EFQ=150,动臂上DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选DFZ=10.4.4铲斗机构基本参数确定4.4.1转角范围由最大挖掘高度H2max和最大卸载高度H3max的分析，可以得到初始转角D0：H2max-H3max = l3（SinD0 +1）9315-6485 = 1550（SinD0 +1）D0 = 55最大转角3max：3max = V0QVZ，其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选3max = 165 。4.4.2铲斗机构其它基本参数计算l12：摇臂的长度；l29：连杆的长度；l3：铲斗的长度；l2：斗杆的长度；F：斗杆的下铰点；G：铲斗油缸的下铰点；N：摇臂与斗杆的铰接点；K：铲斗的上铰点；Q：铲斗的下铰点.图4.3 铲斗机构计算简图则有：l24 = KQ = k2 l3 = 0.291550 = 1550 mmL3max 与L3min 的确定铲斗的最大挖掘阻力F3J max 应该等于斗杆的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。粗略计算知斗杆挖掘平均阻力F3J max = F3J max /2 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J：W3J = F3J max l3 3max (4.24) = 6.91051.55165/180 = 3.08105 N.m 由图4-4知，铲斗油缸推力所做的功W3： W3 = F3（2-1）L3min =31.410655210-60.6L3min (4.25)由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3 应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W3J ： W3 = W3J (4.26)将4.24、4.25式代入4.26中计算可得：L3min =1720mm则L3max =3 L3min =2750mm剩余未选定的基本尺寸大部分为连杆机构尺寸，其应满足以下几个条件：（1） 挖掘力的要求：铲斗油缸的挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，当斗齿尖处于V1时，斗杆油缸的理论挖掘力应不低于最大挖掘阻力的80%，即PD080% PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时V1QV应为30。（2） 几何相容。保证GFN、GHN、HNQK在l3的任意一行程下都不被破坏。在保证以上两个条件，通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下：HK=600mm； HN=640mm；NQ=400mm； FN =l2-NQ=2600mm； GF=800mm；由预选GFN =60则 GN2 = FN2 + GF22COSGFNFNGF GN =2300mm至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。4.5斗形基本参数确定斗容量q ：初定斗容量 q = 0.8 m3平均斗宽B：可由经验公式与差分法选择：当q=1.0 m3时， B=1.16m当q=0.6 m3时， B=0.91m则当q=0.8m3时， B=0.91+（1.16-0.91）0.20.4=1.035m再参考其它机型的平均斗宽预初定B=1.03m =1030mm挖掘半径R：按统计和参考同斗容的其它型号的挖掘机，初选R=1450mm 。转斗挖掘满转角（2）：在经验公式 q = 0.5 R2B（2-Sin2）KS中，KS为土壤的松散系数，取值为1.25，将q = 0.9 m3和B= 1.04m代入上式有：2-Sin2 = 0.66 = 95/2 = 47.5铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度3，初选特性参数k2 = 0.29。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选10= KQV =110。5 工作装置结构设计 多功能挖掘机的整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗、油缸及各连杆机构组成，因此要确定这些结构件的尺寸，就必须要对这些结构件进行受力分析。而首要确定的是，这些结构件最不利的工况以及在该工况下的最危险截面，以此作为受力分析的依据。但结构件不利的工况和在该工况下的危险截面往往不止一个，这需要分别计算出尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最后的确定尺寸。5.1斗杆结构设计5.1.1斗杆受力分析斗杆主要受到弯矩的作用，故要找出斗杆中的最大弯矩进行设计计算。根据受力分析和以往的实验表明，在铲斗进行挖掘时，产生最大弯矩的工况有以下两种：（1） 第一工况位置，其条件为：（2） 动臂处于最低位置，即动臂油缸全缩；（3） 斗杆油缸的力臂最大；（4） 铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上；（5） 侧齿挖掘时受到横向力Wk的作用。第二工况位置，其条件为：（1） 动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e1max处；（2） 斗杆油缸的力臂最大；（3） 铲斗齿尖位于F、Q两铰点的连线上或铲斗位于最大挖掘力位置；（4） 挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力 Wk的作用。第一工况位置受力分析在这个工况下斗杆存在最大弯矩，受到的应力也最大。该工况的具体简图如图5.1所示，取工作装置为研究对象，如图5.2所示，在该工况下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、侧向阻力W3。图5.1 斗杆第一工况时的工作装置简图图5.2 铲斗受力分析简图当斗杆油缸全缩时，通过前面的章节可以得出21 = 45，由图5.1可知CF的向量可以表示为：FC = 5760COS（180-45）+Sin（180-45） = 5760（COS135+Sin135）由前面的章节计算结果知：ZFC = 24.5，并初选DF = 3000mm。在DEF中DEF = 90COSEFD = EF/DF = 940/3000解得EFD = 72EFQ在前一章节已经初定为150由以上的角度关系知：FV = 4500COS（134-106.5-150）+Sin（134-106.5-150） = 4500（COS122.5+Sin122.5） （5.1） OV = OC + CF + FV （5.2） = 1777（COS87+Sin87）+5400（COS-45+Sin-45）+4550（COS-122+Sin-122）则XV = 1777COS87 + 5400COS（-45）+ 4550 COS（-122） = 1542 mm （5.3）由（3.17）式可i= 0.336则可得此时铲斗的理论挖掘力：F0D =F D i = 2.981050.336=1.0105 N切向阻力W1：初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离r2= l3 COS（-122）/2=274mm取铲斗为研究对象，如图5.2所示，并对Q点取矩，则有MQ = 0（F0D- W1）l3 G3 r2 = 0（105- W1）1.55-70000.274 = 0W1 = 105 N法向阻力W2 的求解：工作装置所受重力对C点取矩有MC（Gi）= G1X1 +（G2 +G5）X2 + G3X3+G40.7XF+ G6X2 = 1.321041.974+（700+200）103.068+70001.863+20000.73.863+13003.068 = 0.76105 N （5.4）W1到C点的距离r0 r0 = l2 + l3CFCOSCFV （5.5） = 3000+1550-5400（360-106.5-150） = 3280mm W2到C点的距离r1 r1 = CFSinCFV = 5400Sin103.5 = 5249mm （5.6）法向阻力W2决定于动臂油缸的闭锁力F1 ，取整个工作装置为研究对象，则有MC = 0F1 e1+ MC（Gi ）- W1 r0 - W2 r1 = 0 （5.7）将5.4、5.5、5.6代入5.7中解之W2 = 0.32105 N 斗杆有油缸作用力P2g的求解：FQ向量在X轴上的模值：XFN = FQ COS-122 = 30000.53 = 1590mm如图5.1所示，取斗杆（带斗和连杆机构）为研究对象，则有：MC = 0P2gEF- W1 （l2+l3）- G3（XFN +r2）- G2XFN /2 = 0P2g0.94-1054.55-7103（1.59+0.274）-710310.59/2=0 P2g= 5.04105 N （5.8）而此时的斗杆闭锁力P2= 34.3（70）2= 5.28105 N，略大于P2g，说明闭锁力足够。横向挖掘阻力WK的求解：横向挖掘力WK由回转机构的制动器所承受，即WK的最大值决定于回转平台的制动力矩，故要先计算出制动力矩。地面附着力矩M：M = 5000G4/3 （其中 = 0.5） = 50000.519.64/3 = 1.32105 N （5.9）在所设计的液压挖掘机中采用的是液压制动，由经验公式可求得回转机构的最大制动力矩MB：MB= 0.6M=0.79105 N WK = MB / XV = 0.79105/1.432 = 0.55105 N （5.10）Q点作用力与作用力矩RQx、RQy、MQx、MQy的求解：取连杆机构为研究对象，如图5.3所示，则有：图5.3 连杆机构计算简图X2 = 0P3COSGHX2-RNCOSHNX2-RkCOSHKX2 = 0 （5.11）Y2 = 0P3SinGHX2-RNSinHNX2-RkSinHKX2 = 0 （5.12）由5.11、5.12式可解得：RN = -0.51105 N ； Rk =3.3105 N如图5.2所示，取整个铲斗为研究对象，以V点为新坐标的原点，VK为X3轴，过V点与VK垂直的直线为Y3，建立X3O3Y3坐标，则有：X3 = 0 W2 -RQx -Rk COS11.5= 0 （5.13）0.32105-RQx3.3105 COS11.5 = 0RQx = -2.91105NY3 = 0 RQy +W1- Rk Sin11.5= 0 （5.14）RQy +105 - 3.3105Sin11.5= 0RQy = -0.34105 NMQY3 = 0 MQy -WK l3- W2 b/2= 0 （5.15）MQy -0.55 1051.55- 0.321050.52= 0 MQy = 105 NmMQX3 = 0 MQxW1b/2= 0 （5.16） MQx = W1b/2=0.5 3105 NmN点作用力与作用力矩RNx 、RNy的求解：取曲柄和连杆为研究对象，如图5.4所示，则有：F3铲斗油缸的推力 RK连杆的作用力 RX摇臂的作用力沿HK连线上的分力 RY摇臂的作用力沿 HK连线垂直方向上的分力图5.4 曲柄和连杆受力图X2 = 0RNX + Rk COS11.5- F3 = 0 （5.17）第二工况位置受力分析（1） 在这个工况位置下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大1具体简图如图5.5所示。取工作装置为研究对象，如图5.5所示。在该工况下存在的力有：工作装置各部件所受到的重力Gi；作用在铲斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2。图5.5 第二工况下工作装置计算简图同第一工况的分析一样，可以得到以下向量：FC = 5400（COS163+Sin163）FV = 4550（COS-93.5+Sin-93.5）则 XV = 1865COS88+ 5400COS17 + 4550COS-93.5 = 4971mm同理也可以求得在该工况下作用在斗杆和铲斗上的力，其分别为：W1 = 1105 NW2 = 0.48105 NRk2 = 3.3105 NWN2 = -0.5105 NRQx =-2.75105 NRQy= -0.34105 NMQx = 0.5105 NmMQy = 0.24105 Nm斗杆内力图绘制根据第一工况和第二工况下所求出的斗杆所受到的力和力矩，可以分别绘制出在第一工况下和第二工况下的内力图，如图5.6、5.7、5.8、5.9、5.10、5.11、5.12、5.13、5.14所示。2.97KN图5.6 第一工况下斗杆的N图图5.7 第一工况下斗杆的Qy图图5.8 第一工况下斗杆的My图图5.9 第一工况下斗杆的QZ图图5.10 第一工况下斗杆的MZ图图5.11 第一工况下斗杆的Tx图图5.12 第二工况下斗杆的Nx图图5.13 第二工况下斗杆的Qy图257KNm图5.14 第二工况下斗杆的Mx图5.1.2结构尺寸计算由前面的受力分析知，在第二工况下所受到的弯矩和内力均要比第一工况中要小，故用第一工况进行计算，而用第二截面校核。由图5.9、图5.10、图5.11知在通过F点且与斗杆下底板垂直的截面所受到的应力最大，是危险截面。故首先要对该截面进行计算，然后以此为基础再求解其它尺寸。（1） 斗杆宽度、钢板厚度、许用应力选取由经验统计和其它同斗容机型的测绘，处取斗杆的宽度。挖掘机所用钢板的厚度在我国一般为，初选底板厚度如图5.15所示。12为斗杆侧板的厚度； 14为斗杆底板和顶板的厚度；275为底板的宽度图5.15 斗杆钢板厚度示意图在挖掘机中选用的结构钢材一般为16Mn，其有足够大的屈服极限和良好的机械性能。其屈服极限。在斗杆中取安全系数，则斗杆的许用安全应力为：（2） 斗杆危险截面处高度计算危险截面的有效面积： (5.17) 该截面对y轴的惯性矩: (5.18) 该截面对z轴的惯性距: (5.19)横截面总面积: (5.20)该危险截面所受到的正应力: (5.21)该截面所受到的最大弯曲正应力: (5.22) (5.23)则截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有: (5.24)由于剪应力的大小相对于弯矩所产生的弯曲正应力要小得多，为简化计算，在计算中简应力忽略不计，仅在校核中用，则有： (5.25)由5.21、5.22、5.23、 5.24、5.25解得h=800mm。有了危险截面的结构尺寸，再结合前面的基本尺寸，斗杆的所有尺寸已经基本确定，便可利用UG NX三维绘图软件将斗杆绘制，如图5.15所示。图5.15 斗杆三维图5.2动臂结构设计同斗杆的受力分析及结构计算一样，在动臂的计算 。首先还是要分析计算动臂可能出现应力的工况，并找出在该工况下的危险截面，并计算出其尺寸。以此为基础，就可以计算出动臂上的其他尺寸。5.2.1第一工况位置在这工况下可能在动臂上出现最大载荷，其应满足以下条件：（1） 动臂油缸全缩。（2） F、Q、V在同一条直线上，其连线与X轴垂直。（3） 铲斗挖掘时，斗边点遇到障碍。 该工况也就是最大挖掘深度工况，具体工作装置简图如5.16所示。图5.16 第一工况位置工作装置简图力的计算W1的求解：由于K、Q、V在同一条直线上，连杆机构的传动比不变，而铲斗的重力绕Q点所产生的力矩相对于铲斗油缸对C点所产生的力矩而言可以忽略不计，故W1的值与前面两工况一样，W1=105N。W1的求解：在此工况下时 而（前面的计算中已经得出）取整个工作装置为研究对象，则有： （5.26）求得为负值，知在此工况中铲斗油缸的挖掘力不能得到最大的发挥。故需要转动铰点E直到铲斗油缸发挥最大挖掘力为止。由计算知当V点纵坐标即=-3000mm时，铲斗油缸能发挥最大的挖掘力。图5.17 实际工作时第一工况位置工作装置简图此工况是第工况下转动斗杆油缸而得的。除第（2）点中的K、Q、V连线与X轴垂直修改成=-3000mm外，其他条件均不变，如图5.17所示。在此工况中，动臂油缸全缩，由前面的计算有： 则 解之 在DEF中，由几何关系则有：此时解得 而则由图 知与的求解：由于挖掘时为铲斗油缸工作，而K、Q、V又在同一条直线上，故的值仍与前面的计算一样，。工作装置各部分受到的重力对C点的矩： （5.27）取整个工作装置为研究对象，则有： （5.28）也就是说此时仅是动臂与铲斗油缸进行挖掘。动臂铰点作用力RC的求取：取斗杆、铲斗、连杆机构为研究对象，则有： （5.29）方向与轴平行，在轴的正方向上。铰点的求解： （5.30） （5.31）对上下动臂附加弯矩与扭矩的求解：W与的夹角为，与的夹角为则在坐标系上沿坐标轴的分力： （5.32） （5.33）则所产生的横向弯矩M： （5.34）则所产生的附加横向弯矩M： （5.35）所产生的附加横向扭矩T： （5.36）在坐标系上沿坐标轴的分力为： （5.37） （5.38）则所产生的附加横向弯矩： （5.39）所产生的附加扭矩： （5.40）5.2.2第二工况位置在此工况下，动臂所受到的应力也可能最大，其满足以下条件：1) 动臂油缸的作用力臂最大2) 斗杆的作用力臂最大3) 铲斗进行正常挖掘，铲斗位于最大挖掘力位置。此时的工作装置的简图如图5.18所示：图5.18 第二工况位置下工作装置简图的求解：此时动臂油缸的力臂最大，即：取铲斗为研究对象 （5.41）解之：的求解在此工况中，工作装置所受重力对C点的矩：=1.03105NM （5.42）取整个工作装置为研究对象，则有： （5.43）的校核：取斗杆和铲斗为研究对象，则有： 这说明当0.2105N时，斗杆油缸的闭锁力足够，故取。取斗杆与铲斗为研究对象，则有： （5.44） （5.45）又取整个工作装置为研究对象，则有： （5.46） ：由图5.18的几何关系知:则在上动臂所产生的弯矩为: （5.47）在上动臂所产生的扭矩为: （5.48）同理,则上沿坐标轴所产生的分力矩为: （5.49）在下动臂上所产生的弯矩为: （5.50） 在下动臂上所产生的扭矩为: （5.51）5.2.3内力图和弯矩图求解第工况中内力和弯矩求解在上动臂上所受到的轴向力: （5.52）在上动臂上所受到的剪力: （5.53）在上动臂上所受到的轴向弯矩: （5.54）在下动臂上所受到的轴向力: （5.55）在下动臂上所受到的剪力: （5.56）在下臂上所受到的轴向弯矩： （5.57）由计算可以得到在第一工况中的内力和弯矩图如图5.19、5.20、5.21所示。C动臂下铰点 F动臂与动臂油缸铰点 Q动臂油缸下铰点图5.19 第一工况下N图C动臂下铰点 F动臂与动臂油缸铰点 Q动臂油缸下铰点图5.20 第一工况下T图C动臂下铰点 F动臂与动臂油缸铰点 Q动臂油缸下铰点图5.21 第一工况下M图第工况中内力和弯矩求解在上动臂上所受到的轴向力: （5.58）在上动臂上所受到的应有剪力： （5.59）在下动臂上所受到的轴向力: （5.60） 在下动臂上所受到的剪力: （5.61）在下臂上所受到的弯矩表达式： （5.62）由计算可以得到在第二工况中的内力和弯矩图如图5.22、5.23、5.24所示。C动臂下铰点 F动臂与动臂油缸铰点 Q动臂油缸下铰点图5.22 第二工况下N图C-动臂下铰点 F-动臂与动臂油缸铰点 Q-动臂油缸下铰点图5.23 第二工况下T图C-动臂下铰点 F-动臂与动臂油缸铰点 Q-动臂油缸下铰点图5.24 第二工况下M图结构计算由以上两工况的内力图分析和比较知，应用第工况作为设计，而用第工况作为校核。由内力弯矩图