单斗反铲挖掘机动臂设计计算结构设计

1、单斗反铲挖掘机动臂设计计算结构设计第一章绪论液压挖掘机是一种重要的工程机械， 它的广泛应用对于减轻劳动量， 保证工程质量，加快工程进度， 提高劳动生产率起了巨大的作用。 传统挖掘机中以反铲单斗液压挖掘机为常见挖掘机机型。 反铲挖掘机主要由机架、 工作装置及液压辅助装置等组成。 反铲挖掘机工作装置由动臂、 斗杆、铲斗、连杆机构及油缸组成。常见的反铲工作装置总体来看属于平面连杆机构， 各部件之间采用铰接方式并在液压缸的作用下绕铰接点摆动， 完成挖掘、 提升和卸土等动作， 在此课程设计中主要介绍反铲挖掘机工作装置中动臂的结构设计。动臂是工作装置的主要部件之一， 反铲动臂有整体式和组合式两类； 整体式

2、动臂又有直动臂和弯动臂两种。直动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机。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。整体式动臂结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是可以实现的挖掘曲线单一， 适合于长期用于想死作业的条件下。 组合式动臂可以实现同一台挖掘机不同的作业围， 但其结构复杂， 制造成本高。 本文采用整体式弯动臂。 动臂与机架、 动臂与斗杆都采用销轴连接。 考虑到上述各类动臂的优缺点及结合实际工况，在这里动臂采用整体式弯动臂。第二章反铲挖掘机的总体设计2.1挖掘机作业过程介绍液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃切削土壤并装入斗。斗装

3、满后提升，回转到卸土位置进行卸土。 卸完后铲斗再转回并下降到挖掘面进行下次挖掘。本文主要对工作装置的动臂进行分析，图1-1 是组成挖掘机动臂的主要构件。图 2-1挖掘机动臂的主要构件示意图动臂下铰接点铰接在转台上， 通过动臂油缸 4 的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰接点转动。动臂上铰接点与斗杆11 相连，依靠斗杆油缸1 使斗杆绕上铰接点转动，再结合铲斗油缸10 控制铲斗 5 的翻转等，最终实现挖掘作业。2.2挖掘机主要构件尺寸的确定如图 2-2 ，动臂相关构件的尺寸符号如图所示：图 2-2此挖掘机斗容 q1m 3 参照相关机型，选取相关参数如表2-1 ：表 2-1挖掘机最大挖掘半径 r

4、10030mm斗宽 b1232mm动臂油缸行程 S1305mm斗杆油缸行程 S1400mm12铲斗最大挖掘力F149KN转台回转制动力矩 T150KNmw0最大工作压力P035MPa闭锁压力 P40MPa0本装置动臂油缸采取两个对称布置形式，并且油缸与动臂铰接点与动臂弯点重合。下面开始计算动臂的相关尺寸(1) 计算动臂长度 l1 及斗杆长度 l 2取 k1l11.8 ， k 1为动臂长度与斗杆长度的比值，其参考围为1.5 2，l 2又 q 0.5l32 b(2 maxsin 2 max )ks ，其中： l3 为铲斗回转半径；2 max 为铲斗从开始接触土壤到挖掘过程结束并脱离土壤的转角2 m

5、ax 90 ,110 ，初选 2 max100 ；k s 为松散系数， ks 1.24,1.3 ，初选 k s 1.25。从而得 l3 =1300mm。近似取r l1 l 2l3由于 l11.8l 2 ，从而解得 l1 5620 mm , l 23120mm 。（2）计算上动臂长度 l 7 及下动臂长度 l 6初选动臂弯角 1 140 , k2l61.25，其中1 的参考围为 110 170 ，l7k 2 的参考围为 1.1 1.3 。在动臂组成的三角形CBF中，根据l12l 27l622l7l 6 cos1 ，得：l63260mm , l72720mm。（3）动臂油缸最长尺寸 L 1max

6、，最短尺寸 L1min 及动臂油缸缸径 D1 及活塞杆直径 d1 的确定S1 L1max L1min，取 L 1max1L 1min ，其中 1 的参考围为 1.6 1.8 ，依据上述两式得L1max 3160mm , L1min 1860mm 。 初 选 D1 =135mmd1 =90mm。（4）铰点 A 与 C 之间的距离 l 5 及 AC与水平面间倾角的确定由l 5 (0.5 0.6)L 1min取 l5930mm ，由于此挖掘机为反铲装置， 11 60取11 60。（5）斗杆油缸最长尺寸 L 2 max 和最短尺寸 L2 min 的确定，初选斗杆油缸缸径 D 2 及活塞杆直径 d 2由

7、 S2 L 2 maxL 2 min ，2LL2 max 1min取2 =1.65 ，得 L1min2150mm , L 2max3545mm ，初选 D 2 =140mm d2 =100mm。（6）确定斗杆油缸的最大力臂l9 ，如图 2-3图 2-3由rG 2l 3 sinl 22(l3 cos) 2，60，rG24180 mm又 Fl9FrG 2, FD2P4(D2d2) PP21MPa 为背压，2pG max242 0222得 l9 850mm 。（ 7）确定斗杆油缸在动臂上铰接点D 的位置由于 D 点位置只是安装斗杆油缸，故只需满足有足够安装空间即可，取DF与 CF的夹角为 30 .l

8、 8l92L22max2l 92L 2 max sin2max取 2 max120，得 l8 2840mm2（ 8）初选斗杆前厚段的夹角EFQ150（9）初步确定铰点 G的位置参照机型初选GFQ80 ， l FG 800mm 。450mm,由 l KQ(0.3 0.38)l 3, 得 l KQ390 494mm, 初选 l KQ又 lll ,l（0.7 .8） ld2 =80mm（ 10MN）初选KQ铲斗油MK缸缸NQ径 D 3=120mm及MN活塞杆直径得 l MNl MKl KQ 450mm, 初选 l NQ350mm（11）初选各连杆长度2.3动臂干涉及合理性检查（ 1）校核动臂三角形A

9、BC是否存在干涉l5L 1min2790mml 7 ;l 5l 71790mmL 1min ;l 7L 1min860mml 5;因为l 7L1max ;l53650mml 5L1max2230mml 7;l 7L 1max440mml5;所以动臂三角形ABC不存在干涉。（ 2）动臂机构设计的合理性12l 52 l722l 52L21max2l72 L21maxl54l74L41max0.8k 42l52l 722l52L21 min2l72 L21minl54l 74L41min1将公式中的前述各值代入得k 40.470.8，所以动臂机构设计合理。第三章典型工况下的受力分析对动臂的强度分析应

10、以动臂可能承受的最大载荷的工况作为计算工况，根据经验初步可以选定如下2 个：工况 1：如图所示，该工况动臂油缸全缩、动臂处于最低位置，动臂与斗杆铰接点、斗杆与铲斗铰接点、 斗齿尖三点一线且垂直于停机面，即斗齿尖处于最大挖掘深度位置。工况 2：动臂油缸和斗杆油缸的作用力臂最大、铲斗油缸工作、工作装置处于发挥最大挖掘力姿态。3.1工况 1 下各铰接点的受力分析此姿态的示意图如图3-1 所示：图 3-1平面上的受力分析取铲斗和斗杆为研究对象，受力如图3-2 所示：图 3-2连杆传动比为ir1r3 ,r2l 3其中： r1 为铲斗液压缸对N 点的作用力臂；r2 为连杆 HK对 N点的作用力臂；r3 为

11、连杆 HK对 Q点作用力臂，此三个力臂都可由示意图3-1 测出；l 3 为铲斗的回转半径，已由前面求出。故可得 i=0.14 。挖掘机的理论挖掘力Fw 3F3i ， F3 为铲斗油缸提供的力；根据F34D32 P0(D32d32 ) P24得 F3 =389.4KN， 进而得 Fw 3 =54.5KN（1）隔离出铲斗对 Q点取矩Fw 3l3Fw 3 l 3G 3r3其中： r 3 为铲斗绕 Q点转动的重力力臂；G3 为铲斗及土壤重量，取26KN；得Fw 3 =61.7KN。（2）求 E 点受力根据图 3-2 ，对 F 点取矩，有Fw 3( l2l3 )G 2h 2FEh30,其中： h2 为铲

12、斗和斗杆重力G2 对 F 点的力臂，可由示意图3-1 得出；h3 为斗杆油缸作用力对F 点的力臂，可由示意图3-1 得出；G 2 为铲斗及斗杆的总重量，G2 =38KN。解得： FE =523KN（ 3）求 F 点受力Fy0,Fz0 ，得FFY125.4KN , FFZ557.1KN 。（4）求 B 点受力对动臂受力分析，如图3-3: 对 C点取矩有图 3-3FFZh4FFYh5G1h 6FDh 7FBh80其中：h4 为力FFY 对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h5 为力FFZ 对Q 点的作用力臂，h6 为动臂重力对Q 点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h7 为铲斗油缸作用力FD

13、对Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出；h8 为动臂油缸作用力FB 对 Q点的作用力臂，可由示意图3-1得出。根据作用力与反作用力的关系有：FFYFFY=125.4KN ,FFZFFZ =557.1KN, FDFE =523KN，各力的方向如图3-3所示：得 FB =1107KN，单个油缸所承受的压力FB = FB /2=553.5KN动臂油缸闭锁力 FB maxD12P0 =572.3KN ，故 FB FE ，所以铲斗油缸能承受此4力。（2）求 F 点的受力依据FY0FZ 0,得 FFY =-666.1KN, FFZ =385.6KN（3）求 B 点的受力对动臂进行受力分析，受力图如图3-7

14、 ：图 3-7对 C 点取矩，有FBl 5FDh3G1h 4FFZh5FEYh60其中： h3 为力 FD 对 C 点的作用力臂；h 4 为 G1 对 C 点的作用力臂；h5 为力 FFZ 对 C 点的作用力臂；h6 为 FFY 对 C点的作用力臂；这些值可以从图3-5 上得出；G1 为动臂的重力，取G1 =20.33KN。又 FD605.4KNG120.33KNFFZFFZ385.6KNFFYFFY666.1KN ，得FB162.3KN 。（4）求 C 点的受力根据FY0FZ0得 FCY =23.2KN ， FCZ =231.2KN。平面受力分析XY平面的受横向力 Fx 作用如图 3-7 所

15、示：图 3-7求横向力作用下在F 和 C 处产生的横向力 FCX 和 FFXFCX=MTZFFX =M TZrvrv其中 rv 为斗 齿尖 至回 转中 心 的垂直距 离， 可以图纸 中测 出；从而 求得FCX =29.8KN， FFX =-29.8KN横向力作用下在F 处和 C 处产生的附加弯矩和附加扭矩为：MCX=118.8KNM TC=180.9KNM M FX =47.6KNMT =114.5KNMF偏载在横向平面产生的弯矩为：bM FXM CXFw 3=91.8KNM2第四章动臂的力图4.1工况 1 下的力图根据第三章的受力分析，可得该工况下的YZ平面的轴力图、 YZ 平面的剪力图、

16、YZ平面的弯矩图、 XY平面的剪力图、 XY平面的弯矩图及扭矩图如图4-1 的（ a）、（b）、（c）、（d）、（ e）、（f ）所示：(a）（ b)（ c）(d)(e）（ f ）图 4-14.2工况 2 下的力图根据第三章的受力分析，可得该工况下的YZ平面的轴力图、 YZ 平面的剪力图、 YZ平面的弯矩图、 XY平面的剪力图、 XY平面的弯矩图及扭矩图如图4-2 的（ a）、（b）、（c）、（d）、（ e）、（f ）所示：(a)(b)(c)(d)(e)(f)图 4-2根据上两个工况的力图可以得出，工况 1 姿态下，动臂受力更大， 且受力最大的位置为动臂弯折处 （ B 点), 故可按工况 1

17、动臂的受力状况对动臂进行结构设计。第五章动臂的结构设计及校核根据上一章的分析可知， 动臂的受力为弯扭组合状态， 在这拟用第三强度理论对其进行设计及校核。根据经验初选动臂钢板的材料为低合金钢16Mn，其屈服极限s =350MPa，初选安全系数 S=1.5；初步选择动臂底板的宽度b =420mm，底板的厚度 n =18mm。由于上动臂所受的载荷较大，取上下动臂侧板的厚度m1 =18mm，参考有关机型，初选动臂拐弯处截面高度h=500mm。动臂拐弯处截面如图5-1 所示：图 5-15.1 正应力计算与校核（ 1） YZ 平面弯矩产生的正应力1 计算M Bmax1WX其中： M B max 可由平面弯

18、矩图看出，其值为477KNm；W X 为 X 向抗弯截面系数，其值为I X， I x 惯性矩；h / 2又 I X1 bh3(b2m1)(h 2n)3 12把上述初选值带入即可得 I X 12.08 104 m4 ，进而得出1 =98.7MPa。（ 2） XY平面弯矩产生的正应力2 计算M B max2WZ其中： M B max 可由工况 1 下 XY平面弯矩图看出，其值为352.4KNm，WZ 为 Z 向抗弯截面系数，其值为I Z；b / 2又I Z1 hb3(h 2n)(b 2m1) 3 ，12把上述初选的值代入即可得I Z9.2 10 4 m4 ，进而得出 2 =80.4MPa（ 3）轴

19、力产生的正应力3N3S1其中： N为轴力，其值为 1008KN；S1 为危险截面面积 S1bh(b 2m1)(h 2n) ；将 b, h,m1 , n 的值代入即可得 S =0.0318m2 ，从而得3=31.7MPa1综上可得此工况下，动臂危险截面所受的正应力12398.780.431.7210.8MPa5.2切应力计算与校核（1）YZ平面剪力产生的切应力 1根据薄壁闭合截面的剪力切应力公式，确定Sx* ：S*X 1 m1( 1 h)2( 1 b n) n ( 1 h1 n)22222将初选值代入上式即可得 Sx*=1.410 3 m 3 ，又最大切应力为：1FS*XnI X将上述值代入即得

20、1 =11.3MPa。（2）XZ平面剪力产生的切应力2根据薄壁闭合截面的剪力切应力公式，确定Sz*：S*Z1n(1 b)2(1hn)m1(1b1m1 ) =1.4103m 322222将初选值代入上式即可得S*z= 1.410 3 m 3，从而可得此时最大切应力2 F S*Z =4.9MPa。m1I Z（3）扭矩产生的切应力3根据薄壁闭合截面在扭矩下的切应力流公式得到抗扭截面系数Wt ：Wt 2bhn =7.56 10 3m 3根据3TWtT 根据扭矩图可得， 其值为 180.9KNm，从而可得 3 =41.5MPa，由于 1 和 2 无法在同一点取到最大值，由于2 值较小，我们将其忽略得最大

21、切应力为：1 3 52.8MPa 。依据第三强度理论：23 2 s350234MPaS1.5将上述求得的和 代入上式有23 2229MPa 所以所设计的弯曲部分截面满足第三强度理论。第七章稳定性校核7.1整体稳定性校核平面整体稳定性校核根据动臂的力图可知， 上动臂属于压弯构件。 对于压弯构件的整体稳定性验算可以根据下式计算：N +M yzmaxM xzmax A(1N(1N) Wz) W x0.9 NEz0.9N Ex其中： N构件的轴向力；按构件的最大长细比选取的轴心压杆稳定系数；N Ex 、 N Ez 构件对 x 和 z 轴的欧拉临界载荷；轴压稳定系数的修正系数；当算得的结构长细比x (z

22、 ) 85 时对应的轴的基本弯矩可不增大， 这时可以按下面简化公式用于整体稳定性验算：NM yzmaxM xzmax +W xWzA因此可以通过先判断 x ( z )的大小，进而选取公式进行求解。 下面开始计算长细比x ( z ) 的值，由于由于在 XZ平面上动臂可认为是两端固定，故查表取1取 0.5 ，在 YZ平面上动臂视作两端铰接，查表取1，根据公式：=11 2lI min / A其中：1 根据承载方式而定的等截面柱的长度系数；2 依截面变化情况确定的两断铰接变截面柱的长度换算系数；l 变截面柱的长度；I x min 构件毛截面的最小惯性矩；A 构件毛截面面积；由于 YZ 平面取的1 更大

23、，故在 YZ平面上稳定性更差，所以此验算只需验算 YZ 平面的稳定性即可，即公式中的变为x ， I min 变为 I x min 。又 I x min1.38104 m4 ，l=2.72m ，A=0.084m 2 ，查表取 2 =1.15 ，将这些值代入公式12 l，最终得x =78.785，故可以按照简化公式进行计算。I min / A验算 NM yzmaxM xz max ，公式中 N=1008KN，查表取 =0.643 ，+AW xWz再根据第五章的求解，即得 18.7+98.7+80.4=197.8MPa ，故动臂满足整体稳定性要求。侧向屈曲整体稳定性校核对于箱型梁结构，若梁的高宽比h3（ b 为两腹板之间的距离），则梁的整bh500体稳定性不需要验算。由于此设计的动臂高宽比1.19 3 ，故不需要对b420其再进行验算。7.2局部稳定性校核板的局部稳定性与其宽厚比有关，由于动臂中翼缘板和腹板的厚度保持不变，在动臂弯曲段其宽度最大且受力最大，因此若出现局部失稳则必定先出现在动臂弯曲段。对此段截面进行局部稳定性校核可以保证动臂各处的局部稳定性。翼缘板的局部稳定性翼缘板的局部稳定