毕业设计（论文）反铲挖掘机工作装置设计课程设计

1、太原科技大学课程设计说明书轮式液压挖掘机反铲工作装置设计姓 名 学院系 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 年 级 指导教师 2021年01月07日太原科技大学课程设计任务书学院直属系： 机械工程学院 时间：年月日学 生 姓 名指 导 教 师设计论文题目20t轮式液压挖掘机反铲工作装置设计主要研究内容1工作装置结构方案设计；2确定工作装置铰接点几何位置参数使其满足主要工作尺寸；3工作装置运动分析；4绘制挖掘包络图并标出主要工作姿态和动臂、斗杆、铲斗的转角范围；5确定工作油缸主参数及闭锁压力；6计算典型工况的整机理论最大挖掘力和并对工作装置进行受力分析。研究方法 采用比较法求解各构件参

2、数，静力学原理和机构几何学原理，对挖掘工作装置进行运动分析、受力分析。主要技术指标(或研究目标)3；要求实现最大挖掘高度8603mm，最大挖掘深度8124mm，最大挖掘半径11998mm，最大卸载高度6723mm。 对工作装置的参数和几何构进行研究；对液压缸闭锁力进行验算，采用适宜的方法调整使其到达要求；主要工作尺寸误差不得大于3%。说明书1.5万字以上，包络图1张A3。教研室意见同意教研室主任专业负责人签字： 年月日说明：一式两份，一份装订入学生毕业设计论文内，一份交学院直属系。摘 要轮式液压挖掘机在工程建设工程的土石方挖掘中起到了关键性的作用，在城市道路建设及维护中表达出了其与履带式挖掘机

3、相比的优越性。反铲工作装置设计主要工作对象是地面以下土石方，在工程建设及维护应用中最为普遍。设计目的是让学生对挖掘机工作装置的工作原理、元件的选型方法、设计方法有更具体的理解，熟悉设计的流程，培养理论结实际的工程设计思维。本次课程设计题目是20t轮式单斗液压挖掘机反铲工作装置。主要方法是应用比较法和解析法，对工作装置机构的几何参数和各铰点位置进行初选，然后对动臂缸在典型工况下的举升力、液压缸闭锁力进行验算，对铲斗缸和斗杆缸及相应的整机的理论挖掘力进行了计算；对动臂，斗杆，铲斗连杆进行受力分析，了解其受力情况。在满足工作范围的和挖掘动力的前提下，绘制了挖掘包络图。作为工程机械的学生，认真完成好课

4、程设计，有助于对专业课程的理论知识的总结和理解，并锻炼学生对工程实际复杂问题的观察、分析和判断能力。关键字：液压挖掘机；反铲；工作装置；设计AbstractWheeled hydraulic excavators has played a key role in the engineering construction projects of earthwork excavation, reflects its superiority compared with crawler excavators in urban road construction and maintenance. Bac

5、khoe working device design work below the surface of earth and stone, the most common in the engineering construction and maintenance applications. Designed to allow students excavator working device works, a more specific understanding of the component selection methods, design methods, familiar wi

6、th the process of design, culture theory to knot the actual engineering design thinking.The curriculum design topics 20t wheeled single bucket hydraulic excavator backhoe working device. The main method is the application of analogy method and analytic method, the geometric parameters of the working

7、 device and hinge point position primaries, and then checking the locking force of the lifting force of the typical operating conditions, the hydraulic cylinder boom cylinder, the bucket cylinder and arm cylinder and the whole theory of digging force calculation; boom, arm, bucket linkage stress ana

8、lysis to understand the circumstances of its force. Meet the scope of work and digging powered premise, draw the mining envelope diagram.Completed a good course design as a student of engineering machinery, seriously, help summarize and understanding of the theoretical knowledge of professional cour

9、ses and training students for engineering complex issues of observation, analysis and judgment.Keywords: Hydraulic excavator， backhoe，working device，design II目 录摘 要IAbstractII第1章 工作装置设计原那么1第2章 正铲工作装置结构方案设计32.1 总体方案的设计32.1.1 正铲工作装置结构选择32.1.2 正铲工作装置自身几何参数32.1.3 建立坐标系42.2 动臂机构参数选择62.2.1 设计的主要要求72.2.2 动

10、臂机构设计的内容及步骤72.3 斗杆机构的参数选择112.3.1 设计的主要要求112.3.2 总体方案的选择122.4 铲斗机构的参数选择132.4.1 设计的主要要求132.4.2 铲斗机构设计的内容及步骤132.4.3 斗形参数的选择14第3章 液压缸作用力及闭锁力确实定173.1 液压缸的作用力173.1.1 计算动臂液压缸的举升力173.1.2 验算动臂液压缸稳定性203.2 液压缸的闭锁力21第4章 工作装置运动分析及包络图的绘制294.1 动臂运动分析294.3 铲斗运动分析314.5 包络图的绘制34第5章 整机理论挖掘力确实定375.1 附着条件确定的理论挖掘力375.2 整

11、机稳定性确定的理论挖掘力375.3 液压缸主动力确定的挖掘力405.3.1 动臂油缸闭锁压力限制的最大挖掘力40斗杆油缸闭锁压力限制的斗齿切向挖掘力415.3.3 铲斗油缸的主动发挥限制的最大挖掘力42第6章 工作装置受力分析436.1 斗杆受力计算436.2 动臂受力计算496.3 连杆机构受力计算53参考文献54总 结55第1章 工作装置设计原那么设计合理工作装置应满足以下要求：1. 主要工作尺寸及工作范围满足使用要求。在设计正铲装置时要考虑与同类型机器相比的先进性，考虑国家标准的规定，并注意到运动参数受机构碰撞限制等的可能性。2. 整机挖掘力的大小及其分布情况应满足使用要求，并且有一定的

12、先进性。3. 功率利用尽可能好，理论工作循环时间尽可能短。4. 定铰点布置结构形式和截面尺寸形状是尽可能使受力状态有利，在保证强度，刚度和连结刚性的条件下尽量减轻结构自重。5. 作业条件复杂，使用情况多变时应考虑工作装置的通用性，采用变铰点结构或配套机构时，要注意分清主次。要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。6. 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，保证平安可靠，并尽可能使液压缸卸载或减载。7. 工作装置液压缸应考虑三化：采用系列参数，尽可能减少液压缸零件种类，尤其是易损件。8. 工作装置结构形式和布置要便于装卸和维修，尤其应便于易损件

13、的更换。9. 要采取合理措施来满足特殊使用要求。第2章 正铲工作装置结构方案设计正铲工作装置的工作原理，是动臂、斗杆、铲斗通过铰接的方式联系在一起，由动臂缸、斗杆缸和铲斗缸的伸长和缩短以驱动整个工作装置上的各点在平面坐标系内移动尤其是铲斗，以期到达工作时的使用要求。正铲工作装置总体方案的选择主要依据设计任务书规定的使用要求，据以决定工作装置是通用或是专用的。以正铲为主的通用装置应保证正铲使用要求，并照顾到其他装置的性能。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的性能。2.1 总体方案的设计2.1.1 正铲工作装置结构选择1、动臂及动臂缸的布置确定用组合式或整

14、体式动臂，以及组合式动臂的组合方式，整体式动臂的形状，确定液压缸的布置为悬挂式或为下置式。(此处选择整体式弯动臂，液压缸下置式)。2、斗杆和斗杆的布置。确定整体式或组合式斗杆，以及组合式动臂的组合方式或整体式斗杆是否采用变节点调节。此处采用整体式，非变节点调节。3、确定动臂与斗杆的长度比，特性参数=1.3。4、确定铲斗的种类、斗容量及主要参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。3，平均斗宽1.05m，六连杆共点机构。5、根据液压系统工作压力、工厂制造条件和三化的要求等确定各液压缸的缸数、缸径、全伸长与全缩长之比。2.1.2 正铲工作装置自身几何参数图2-1 反铲机构自身几何参数的计算简图表

15、2.1 反铲机构自身几何参数参数分类机构参数组成铲斗斗杆动臂机体符号意义原始参数L3=QV=1241,L13=MN=797L14=HN=797,L24=QK=476L25=KV=1707,L2=KH=571L2=FQ=2737,L9=CD=2975L10=FG=595，L11=EG=952L15=GN=2202,L16=FN=2261L21=NG=2261L1=CF=5117，L6=CD=2975L7=CB=2450，L8=DF2284L22=BF=3185.L5=CA=833推导参数10= KQV=1104=EFG=96.8，5=6=2=3=11=CAP=60特性参数K2=L24/L3L3=

16、1241K5=L2/L9L2=2737=L7/L511=60°K1=L1/L2备注L2为斗杆长L1为动臂长1为动臂转角下置式11=ACV注：表2.1数据均为参考厦门桥箱QXW120轮式液压反铲挖掘机，用比较法得来。2.1.3 建立坐标系 如图2-1，以回转中心投影到停机面的点为原点，工作装置伸展方向为Y轴方向，铅垂方向为Z轴方向建立直角坐标系。表2.2 反铲工作液压缸运动参数液压缸种类参数意义特性参数动臂液压缸L1/E1L1min/E10=1666L1max/E1z=2844=L1max/L1min斗杆液压缸L2/E2L2min/E20=1673L2max/E2z=2844=L2ma

17、x/L2min铲斗液压缸L3/E3L3min/E30=1700L3max/E3z=2550=L3max/L3min第一类参数是决定运动机构运动特性的必要参数，称原始参数，主要为长度参数；第二类参数为推导出来的参数，称推导参数；第三类参数是作方案比较所需的其它特征参数。图2-2 动臂摆角范围计算简图图2-3 斗杆机构摆角计算简图2、动臂的摆角范围和各点瞬时坐标根据余弦定理可得：当和时得° 2-1 ° 2-2动臂摆角范围°，和动臂计算方法一样，求出斗杆的摆角范围： 2-3 图2-4 F点坐标计算简图 2-4 2-5F点的X坐标方程： 2-6F点的Y坐标方程： 2-7

18、2.2 动臂机构参数选择反铲工作装置是几组连杆机构的组合。在发动机功率、机重和斗容量等主参数以及工作装置结构形式既定的情况下，连杆机构铰点位置和油缸参数选择是否得当，会对挖掘性能和生产率带来很大影响，下面就动臂、斗杆、铲斗三大机构进行讨论。2.2.1 设计的主要要求1、满足作业尺寸和挖掘范围几何尺寸；2、满足提升力和闭锁要求性能；3、结构布置及结构型式要合理紧凑，无干预，无功率浪费。2.2.2 动臂机构设计的内容及步骤1、动臂下铰点C位置坐标确实定。表2.3 机体尺寸和工作尺寸经验系数表3机 体 尺 寸 系 数名称推荐值范围转台底部离地高臂铰离回转中心臂铰离地高度臂铰与液压缸臂距关于尺寸参数可

19、按下式近似求的: (2-8)由于机重G=20t，由表2.3可查得出： 2、确实定：的取值对最大挖掘深度和最大挖掘高度都有影响。加大该值会增大挖掘深度，但减小了最大挖掘高度；减小了该值那么会减小最大挖掘深度而增大最大挖掘高度。由于本设计考虑为以反铲为主的通用挖掘机，取。3、动臂缸下铰点A位置确实定图2-5 动臂铰点与液压缸铰点简图所以 4、初步确定动臂长度原始参数给定最大挖掘半径为, 动臂和斗杆的夹角最大角即取图2-6 最大挖掘半径计算简图最大挖掘半径R1 (2-9)选动臂与斗杆的长度比由式2-9求出 mm mm5、动臂缸的伸缩比确实定考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素，一般的

20、，取=1.7。6、初选上下动臂长度之比,一般的，取 动臂弯角一般，取。图2-7 动臂结构简图由三角形余弦公式可求出： ZC=2450mm，ZF=3185mm7、有最大挖掘深度和最大卸载高度确定动臂最大仰角和最大俯角由原始参数可知：最大卸载高度最大挖掘深度图2-8 最大卸载高度时工装简图由图2-8得最大卸载高度的表达式为： (2-10) H3max=6723mm得出：由图2-9得最大卸载高度的表达式为： (2-11) H1max=5826mm 得出： 图2-9 最大挖掘深度时工装简图8、确定动臂缸全伸长度和全缩长度及的长度：由公式 (2-12) (2-13) 求 该结果符合 故动臂机构成立。2.

21、3 斗杆机构的参数选择斗杆的结构型式往往取决于动臂的结构型式，此次设计采用整体式斗杆。2.3.1 设计的主要要求1、保证足够的斗齿挖掘力和闭锁力；2、保证斗杆的摆角范围<DFE最大=105°125°。 A、满足挖高，一般使<CFQ约=160°180°； B、斗杆缸全伸，转斗缸全伸时，斗齿与动臂之间距离。2.3.2 总体方案的选择表2.4 同类机型比照表型号斗容量m3铲斗挖掘力KN斗杆挖掘力KN机重tJy210E12090211、确定斗杆后部长度mm (2-12) 初选斗杆缸缸径 液压系统工作压力是32Mpa，假定液压泵到液压缸的压力损失是50

22、0Kpa，液压缸回油背压是1000Kpa。 将其代入上式得出： 2、预选斗杆缸伸缩比，取 斗杆的摆角范围 取 3、根据几何关系确定和 设 全缩和全伸时斗杆缸作用力对F点的力臂，那么有： (2-13) 那么 得出： 得出：DFEmin=21° DFEmax=141°4、求 D为斗杆缸与动臂之铰点 (2-14) 求得：mm5、由几何位置确定<EFQ=130°170°。斗杆上取决于结构因素，并考虑到工作范围，取。2.4 铲斗机构的参数选择反铲铲斗机构有四连杆的，也有六连杆的。此次设计采用六连杆共点机构。2.4.1 设计的主要要求1、必要的转角范围 必要的

23、开挖角水平面以上0°30° 必要的挖掘转角90°110° 必要的挖掘装满转角铲斗的总转角=150°180°2、符合载荷变化情况 开挖角范围内及处大于等于平均挖掘阻力 25°35°之间大于等于最大挖掘阻力 之后可不考虑，只要挖掘力大于零就行3、机构运动无干预防止转斗缸全伸时斗齿尖碰撞斗杆下缘的现象2.4.2 铲斗机构设计的内容及步骤图2-10 连杆机构设计在铲斗主要参数的情况下： 取1、初选 取2、初选 共点时 此次设计采用共点时， 3、初选铲斗缸伸缩比 取4、作图确定和当转斗处于两个极限位置时，作图求出由于-<

24、;MM1,查资料在油缸行程系列中取850mm，即：求得： 5、铲斗油缸的选取转斗机构最大理论挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，常布置在处。最大挖掘力那么大致出现在20°35°处，此次设计取30°，作图测得： l3=1241 因此 初取铲斗油缸缸经，由，可知所选油缸缸径适宜。2.4.3 斗形参数的选择铲斗的主要参数有四个，分别是标准斗容量q、平均斗宽B、转斗挖掘半径R和转斗挖掘装满角2。四者的关系： (2-13)式中 3；平均斗宽，由表3.1 差值计算1.05m；转斗挖掘半径； 土壤松散系数，取近似值为1.3；挖掘装满角，全面考虑有关因素，可以取=90o100o，取

25、2=100o。表2.5 反铲斗平均斗宽统计值和推荐范围(中国)3qm³1B(m)将以上各值代入上式，计算得R=1241mm。铲斗的特性参数 ，太大将影响传动性，太小将影响刚度，当铲斗转角较大时取较小值。取=0.36。×865=447mm一般取，取=110°,KV=1707mm第3章 液压缸作用力及闭锁力确实定由要求到达的动臂液压缸作用力和被动闭锁力，就能确定出液压缸满足要求的缸径。3.1 液压缸的作用力动臂液压缸应保证反铲作业过程中在任何位置上都能提起带有满载铲斗的工作装置到达最高和最远的位置。斗内土重 取 反铲工作装置各构件质量近似值参考文献3.P89.表2-7

26、。由于此次设计的斗容量是q³，采用插值法确定各构件的重量，如下表 表3.1 工作装置各构件质量表动臂G1斗杆G2铲斗G3斗杆缸G4铲斗缸G5连杆摇杆G6动臂缸G7机重G3.1.1 计算动臂液压缸的举升力依据以下三个位置动臂液压缸的举升力：1、工况一：从最大挖掘深度处提起满载斗时所需要的动臂缸举升力，图上所有重心位置及到C点的所在纵轴线的距离都是通过AutoCAD作图测绘按1:40放大求得，如图3-1所示。表3.2 各作用力的近似力臂值表mm土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂28841861362832563349390836281209651图3-1 动臂液压缸作用力计算简

27、图工况一对动臂铰点C点取矩有： 即：求得：2、工况二：从最大挖掘半径处提起满载斗时所需要的动臂缸举升力，图上所有重心位置及到C点的所在纵轴线的距离都是通过AutoCAD作图测绘按1:40放大求得，如图3-2所示。各构件到动臂铰点的力臂值见表3.3。表3.3 各作用力的近似力臂值表mm土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂79052511604580913534734784631674930图3-2 动臂液压缸作用力计算简图工况二对动臂铰点C点取矩有： 即：求得：3、 工况三：从最大卸载高度处提起满载斗时所需要的动臂缸举升力，图上所有重心位置及到C点的所在纵轴线的距离都是通过AutoCAD

28、作图测绘按1:40放大求得，如图3-3所示。各构件到动臂铰点的力臂值见表3.4。表3.4 各作用力的近似力臂值表mm土动臂斗杆铲斗斗杆缸铲斗缸连杆摇杆动臂缸力臂1228450图3-3 动臂液压缸作用力计算简图工况三对动臂铰点C点取矩有： 即：求得：3.1.2 验算动臂液压缸稳定性初选动臂缸缸径,，活塞杆较细，动臂在举升的过程中活塞受压，在此需对活塞杆进行稳定性分析，由于工况一活塞杆全缩，满足稳定性，故只对工况二和工况三做稳定性分析。动臂缸活塞杆选用Q275钢，查资料可知： 工况二：由图3-2测出动臂液压缸的长度由时，由欧拉公式 (3-1)式中 -活塞杆计算柔度-长度折算系数，取决于液压缸的支承

29、状况，参考文献4表10-1,取=1 -活塞杆计算长度，即 E-活塞杆材料的纵向弹性模量Pa，对硬钢，E= -活塞杆横断面回转半径，其中A为断面面积 I为断面最小惯性矩，对圆断面， 将以上参数代入公式3-1求得 液压缸的稳定条件是： (3-2)式中 P-活塞杆的最大推力-液压缸稳定临界力-稳定性平安系数，一般取=2-4，取=4,显然小于P12，所以在此工况下活塞杆满足稳定性。由时，由欧拉公式 将以上参数代入公式3-1求得 显然大于P13，所以在此工况下活塞杆也满足稳定性要求。3.2 液压缸的闭锁力确定合理的液压缸闭锁能力是保证挖掘力得到充分发挥的根本条件之一。选择适当的动臂液压缸闭锁压力既能起到

30、保护元件的目的又能保证主动油缸发挥最大挖掘力使正常作业顺利进行。过大的闭锁压力不但起不到保护液压系统及其元件的作用，而且会对系统提出过高的要求，这样既不经济，也无必要，还可能损坏元件。合理的闭锁压力是保证在主要挖掘范围内使主动液压缸能发挥出最大挖掘力的同时还能起到保护元件的作用。常选定以下三个工况进行闭锁力分析：.动臂最低，斗杆铅垂，转斗挖掘，其作用力臂最大；.动臂最低，F、Q、V三点一线，斗杆挖掘且作用力臂最大 ；.动臂最低，挖掘深度最大，F、Q、V三点一线，铲斗挖掘，克服平均阻力 。工况一：铲斗液压缸产生的挖掘力最大，挖掘阻力对动臂铰点C，斗杆铰点F所造成的力矩均接近最大值，而动臂液压缸的

31、力臂值为最小表3.5 各作用力的近似力臂值表mm工况一447190320414946572669注： 转斗液压缸可通过对Q点的力矩平衡方程求得： 从可能出现的最不利情况出发，假设存在法向阻力，其值取各点对F点取矩，可得到斗杆液压缸所受的被动作用力图3-5 液压缸闭锁压力计算简图工况一 假设在此工况下假设闭锁力缺乏，斗杆缸那么会出现回缩现象，为了防止斗杆液压缸被动回缩，其大腔限压阀的调定压力与液压缸工作压力相比较，超出的百分比为： 说明斗杆缸大腔闭锁压力缺乏，超压16.9%。同样对动臂在平台上的铰点C取矩，求得动臂液压缸所受的被动作用力， 假设在此工况下闭锁力足够，动臂缸那么不会出现伸长现象，为

32、防止其被动伸长，小腔限压阀的调定压力与其工作压力，超出的百分比为： 说明动臂小腔闭锁力缺乏，超压6%。工况二：这种情况下斗杆液压缸产生最大挖掘力，挖掘阻力对动臂铰点C的力矩接近最大值，而动臂液压缸的力臂为最小。表3.6 各作用力的近似力臂值表mm工况二4471464422034344491267145345074635845注：各点对F点取矩，此时斗杆液压缸所受的主动作用力求得图3-6 液压缸闭锁压力计算简图工况二从可能出现的最不利情况出发，假设存在法向阻力，其值取转斗液压缸可通过对Q点的力矩平衡方程求得： 求得假设在此工况下动臂缸大腔闭锁力缺乏，会出现回缩现象，为防止其被动回缩，大腔限压阀的

33、调定压力与其工作压力相比较，超出的百分比为： 说明动臂缸大腔闭锁力满足，充裕14%。同样对动臂在平台上的支撑点C取矩，求得动臂液压缸所受的被动作用力，假设在此工况下动臂缸闭锁力缺乏，会出现伸长现象，为防止其被动伸长，小腔限压阀的调定压力与其工作压力相比较，超出的百分比为： 说明动臂缸小腔闭锁力缺乏，超压18.8%。工况三：在这种挖掘状态下，挖掘阻力对动臂铰点C必将造成最大的挖掘阻力矩，它会要求液压缸缸径增大，或闭锁压力过分增高，这种过分的要求往往被认为是不合理的。因此在这种情况下挖掘时只要求能克服平均挖掘阻力表3.7 各作用力的近似力臂值表mm工况三4194763113424422046534

34、683266943437812634816图3-7 液压缸闭锁压力计算简图工况三最大挖掘阻力： (3-3)式中 土壤硬质系数。对于III级土宜取，取铲斗与斗杆铰点到斗齿齿距离，单位为cm， R=l3挖掘过程中铲斗总转角的一半，切削刃宽度影响系数，为铲斗平均宽度，单位为m切削角变化影响，取斗的侧壁厚度影响系数，带有斗齿的系数，ZD切削刃挤压土壤的力，根据斗容大小在D=1000017000N3 时，D应小于10000N。取D=8000N求得：铲斗平均挖掘阻力取从可能出现的最不利情况出发，假设存在法向阻力，其值取各点对F点取矩，可得到斗杆液压缸所受的被动作用力假设在此工况下动臂缸小腔闭锁力缺乏，会出

35、现回缩现象，为防止其被动回缩，大腔限压阀的调定压力与其工作压力相比较，超出的百分比为： 说明铲斗液压缸满足，充裕49.3%。同样对动臂在平台上的支撑点C取矩，求得动臂液压缸所受的被动作用力，假设在此工况下动臂缸小腔闭锁力缺乏，会出现伸长现象，为防止其被动伸长，小腔限压阀的调定压力与其工作压力相比较，超出的百分比为：说明动臂缸小腔闭锁力有充裕，充裕16.6%。 表3.8 液压缸闭锁力计算结果汇总表 液压缸种类液压缸参数液压缸闭锁压力Mp只数缸径杆径行程大腔推力第工况第工况第工况mmKN闭锁压力超压闭锁压力超压闭锁压力超压动臂缸21508011782*5396%18.8%-49.3%斗杆缸1150

36、80117153916.9%-16.6%铲斗缸11207085028-14% 由上述过程得出的被动油缸闭锁压力是保证三种典型工况下主动油缸能发挥最大挖掘力的最低限定压力。选定液压油工作压力为32MP，可将三组油缸的闭锁限压阀压力调高20%，即可满足要求闭锁力要求。实际分析计算中难以对所有的工况计算油缸应产生的闭锁压力，所以，比较合理的闭锁压力设定值应如前面所述，能保证主要工况下在较大范围内主动油缸的最大挖掘力能充分发挥就行了。限压阀闭锁压力调整后得到各闭锁腔的闭锁压力分别为38.4MPa。第4章 工作装置运动分析及包络图的绘制4.1 动臂运动分析动臂油缸的最小长度；动臂油缸的伸出的最大长度；A

37、：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点.图4-1 动臂摆角范围计算简图1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。如图4.1所示，图中动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；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。那么有：在三角形ABC中：L12 = l72+l52-2l7l5 COS11 = COS-1l72+l52- L12/2×l7×l5 (4-1)在三角形BCF中：L222 = l72+l12-2×C

38、OS20×l7×l120 = COS-1l72+ l12- L222/2×l7×l1 (4-2)由图2-4所示的几何关系，可得到21的表达式：21 =20+11-1 (4-3)当F点在水平线CU之下时21为负，否那么为正。F点的坐标为 XF = l30+l1×cos21 YF = l30+l1×Sin21 (4-4) C点的坐标为 XC = XA+l5×COS11 = l30 YC = YA+l5×Sin11 (4-5)动臂油缸的力臂e1 e1 = l5×SinCAB (4-6)显然动臂油缸的最大作用力臂

39、e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。这时L1 = Sqrl72-l52= l5 × Sqr2-11 = cos-11/ (4-7) 4.2 斗杆运动分析如下列图4-2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点；E-斗杆油缸与斗杆的铰点； 斗杆摆角.图4-2 斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF中L22 = l82+ l92-2×COS2×l8×l92 =

40、COS-1L22- l82-l92/2×l8×l9 (4-8)由上图的几何关系知2max =2 max-2min =120° (4-9)那么斗杆的作用力臂e2 =l9SinDEF =676mm (4-10)显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时2 = COS-1l9/l8，L2 =4.3 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4-3所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点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点为曲柄与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与

41、曲柄的铰点。 图4-3 铲斗连杆机构传动比计算简图1、 铲斗连杆机构传动比i利用图4-3，可以知道求得以下的参数：在三角形HGN中 22 = HNG = COS-1l152+l142-L32/2×l15×l1430 = HGN = COS-1L32+ l152- l142/2×L3×l1432 = HNG = - MNG - MGN = -22-30 (4-11)在三角形HNQ中L272 = l132 + l212 + 2×COS23×l13×l21NHQ = COS-1l212+l142- L272/2×l21&

42、#215;l14 (4-12)在三角形QHK中27 = QHK= COS-1l292+l272-L242/2×l29×l27 (4-13)在四边形KHQN中NHK=NHQ+QHK (4-14)铲斗油缸对N点的作用力臂r1r1 = l13×Sin32 (4-15)连杆HK对N点的作用力臂r2r2 = l13×Sin NHK (4-16)而由r3 = l24，r4 = l3 有3连杆机构的总传动比i = r1×r3/r2×r4 (4-17)显然4-17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

43、得终传动比iz。2、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 (4-18)其中，在三角形NFQ中7 = NQF= COS-1l212+l22- l162/2×l21×l2 (4-1910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 (4-20)铲斗的摆角范围: 3 = 3max-3min (4-21) 4.4 斗齿尖运动分析如图4-4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Y

44、V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 (4-22)在三角形CDF中：DCF由后面的设计确定，在DCF确定后那么有：l82 = l62 + l12 - 2×COSDCF×l1×l6 (4-23) l62 = l82 + l12 - 2×COS3×l1×l8 3 = COS-1l82+l12l62/2×l1×l8 (4-24)在三角形DEF中L22=l82+l92-2×COS2×l8×l9图4-4 齿尖坐标方程推导简图那么可以得

45、斗杆瞬间转角2 2 = COS-1l82+l92- L22/2×l8×l9 (4-25)4、6在设计中确定。 由三角形CFN知：l28 = Sqrl162 + l12 - 2×COS32×l16×l1 (4-26)由三角形CFQ知：l23 = Sqrl22 + l12 - 2×COS32×l2×l1 (4-27)由Q点知：35= CQV= 233-24-10 (4-28)在三角形CFQ中：l12 = l232 + l32 - 2×COS33×l23×l3 33 = COS-1l232+l32- l