液压挖掘机反铲工作装置设计

毕业设计〔论文〕题目：液压挖掘机反铲工作装置设计学院：航空制造工程学院专业名称：机械设计制造及其自动化班级学号：08031717学生姓名：指导教师：二O一二年六月液压挖掘机反铲装置设计摘要：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。反铲工作装置由动臂，斗杆，动臂液压缸，斗杆液压缸和铲斗液压缸组成。本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点和工作原理，对其各主要机构进行了运动学分析。并在此根底上，根据设计说明书的设计要求，结合各机构的工作特点和设计要求，在对各机构分析计算的同时，结合构件尺寸参数，算出各机构中构件的其它参数，为各构件的结构设计提供数据支撑。挖掘力是衡量挖掘机挖掘能力的重要参数。挖掘力是由各液压缸中的油液压力提供的，是主动力。最大挖掘力的实现受诸多因素的制约，它是工作装置各铰点受力分析的根底。挖掘阻力不仅与铲斗的尺寸形状有关，还与挖掘对象有关，是两者的综合反映。关键词：液压挖掘机反铲装置运动分析参数设计力学分析指导老师签名：TheDesignforBackhoeEquipmentoftheHydraulicExcavatorStudentname:DongChenxiClass:080317Supervisor:XingPuAbstract:Hydraulicexcavatorisanimportantengineeringmachinery.Itswideapplicationplayedatremendousroletoreducingthevolumeoflaborandtoensuringprojectqualityandtoacceleratingprogressandtoincreasingproductivity.Backhoeworkingdevicesismadeupofamovingarmandafightingpoleandshovelandahydraulictankofmovingarmandahydraulictankoffightingpoleandahydraulictankofshovel.Basedonthehydraulicexcavatorbackhoedevicecharacteristicsandthestructureofprinciple,toallthemajorinstitutionsofthekinematicanalysis.Onthisbasis,inaccordancewiththedesignspecificationdesignrequirements,withthebodiesofthecharacteristicsanddesignrequirements,intermsofthevariousagenciesatthesametime,combiningelementsofknownsizeparameters,calculatedinthecomponentagenciesofotherparameters,forvariouscomponents,Theshapeofdesigndatasupport.Miningisameasureoftheabilityofexcavatorsdiggingtheimportantparameters.Miningisdonebythehydrauliccylinderofthepressureontheoil,isinitiative,thelargestexcavationoftherealizationbymanyfactors,itisalsoworkingdevicetohingepointAnalysisofthefoundation.Miningresistancenotonlyreflectthesizeofbucketshape,butalsowiththeexcavationoftheobject,isacomprehensivereflectionofthetwo.Keyword：hydraulicexcavatorbackhoedevicemotionanalysisdesignparametersmechanicalSignatureofSupervisor:目录TOC\o"1-3"\h\u157951前言191591.1课题背景及目的 1232361.2国内外研究状况 138081.3论文构成及研究内容 3269012挖掘机工作装置的总体设计205582.1工作装置构成 4278482.2动臂及斗杆的结构形式 5178852.3动臂油缸与铲斗油缸的布置 6702.4铲斗与铲斗油缸的连接方式 6195862.5铲斗的结构选择 7205032.6原始几何参数确实定 8154633挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析170223.1动臂运动分析 11324103.2斗杆的运动分析 1243083.3铲斗的运动分析 13126513.3.1铲斗的传动比 1323063.3.2最大卸载高度 15226763.3.3最大挖掘半径 1680764工作装置各局部的根本尺寸计算和验证162704.1铲斗各参数确实定 17325054.1.1铲斗结构形状的设计及根本要求 17101934.1.2铲斗主要参数确实定 17265444.2动臂机构参数确实定 18108254.3斗杆机构根本参数的选择 20233914.4铲斗机构根本参数的选择 2186844.4.1转角范围 21236234.4.2铲斗机构其它根本参数的计算 21289035工作装置结构设计242915.1挖掘阻力分析 23277845.1.1转斗挖掘阻力计算 23274545.1.2斗杆挖掘阻力计算 24114825.2斗杆的结构设计 25206635.2.1斗杆的受力分析 2513425.2.2结构尺寸的计算 30145285.3动臂结构设计 32221815.3.1第一工况位置 3342625.3.2第二工况位置 36124825.3.3内力图和弯矩图的求解 3926925.4铲斗的设计 4386245.4.1铲斗斗形尺寸的设计 43140235.4.2铲斗斗齿的结构计算 44204465.5挖掘机工作装置油缸推力 4462055.5.1铲斗油缸推力4440015.5.2斗杆油缸推力 45314975.5.3动臂油缸推力 4578155.6销轴与衬套的设计 46132135.6.1销轴的设计 4691075.6.2销轴用螺栓的设计 46318025.6.3衬套的设计 4656606结论17572参考文献4819828致谢496910附录：三维建模,装配截图50液压挖掘机反铲装置设计1前言1.1课题背景及目的液压挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等行业的机械化施工中，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。反铲式液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。我国挖掘机械行业近年来虽有很大的开展，但从产品的种类、数量和技术性能及制造质量上都还不能满足现代化建设开展的要求，迅速地提高挖掘机械的设计、研究和生产的技术水平是当前挖掘机械行业所面临的迫切而艰巨的任务。所以非常有必要提高挖掘机工作装置的可靠性，对结构进行优化、减轻工作装置重量、提高工作效率、减少能耗，从而提高挖掘机生产企业的设计水平和自主开发能力。1.2国内外研究状况我国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产的第一台斗容量为1的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和开展提高等三个阶段。新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪30～40年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂。1967年开始，我国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WY100型、贵阳矿山机器厂的WY60型、合肥矿山机器厂的WY60挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WY160型和杭州重型机械厂的WY250型挖掘机等。他们为我国液压挖掘机行业的形成和开展迈出了极其重要的一步。到20世纪80年代，我国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容量有0.1～25立方米等12个等级、20多种型号，还生产0.5～4.0以及大型矿用10、12机械传动单斗挖掘机，1隧道挖掘机，4长臂挖掘机，1000每小时的排土机等。但总的来说，我国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量与国际先进睡睡水平相比，有很大差距。工业兴旺国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本等是斗容量3.5～40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。是世界上目前最大的挖掘机。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开展。〔1〕、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。〔2〕、迅速开展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠杆操纵开展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现挖掘机作业操纵的完全自动化。〔3〕、采用新技术、新工艺、新结构、系列化、通用化开展速度。(4)、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，并将疲劳损伤积累论、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和竞争力。美国提出了考核动强度的动态设计分析方法，并建立了预测产品失效和更新理论。日本制定了液压挖掘机构件的强度评定程度周期，加快了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液压挖掘机的运转率到达85%～95%，使用寿命超过1万小时。〔5〕、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。〔6〕、进一步改进液压系统。〔7〕、迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。20世纪70年代，为了节省能源消耗减少对环境污染，是挖掘机的操作轻便和平安作业，降低挖掘机噪音，改善驾驶员工作条件，逐步在挖掘机上应用电子和自动控制技术。随着对液压挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、平安舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了机电液一体化在挖掘机的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。1.3论文构成及研究内容本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包括以下五局部:(1)挖机工作装置的总体设计。(2)挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。(3)工作装置各局部的根本尺寸的计算和验证。(4)工作装置主要部件的结构设计及仿真设计。(5)销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。2挖掘机工作装置的总体设计液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃切削土壤并将土装入斗内。斗装满后提升，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反铲装置进行分析。2.1工作装置构成液压挖掘机工作装置根本组成及传动示意图，反铲工作装置由铲斗、连杆、斗杆、动臂、相应的三组液压缸等组成，液压挖掘机的工作装置组图如图2-1所示。1-斗杆油缸；2-动臂；3-油管；4-动臂油缸；5-铲斗；6-斗齿；7-侧板；8-连杆；9-曲柄：10-铲斗油缸；11-斗杆.图2-1工作装置组成图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，通过铲斗缸和连杆那么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。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杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理。那么可知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，三维装配图如图2-2。图2-2挖掘机三维装配图挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，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为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定。2.2动臂及斗杆的结构形式动臂是工作装置中的主要构件，斗杆的结构型式往往取决于动臂的结构型式。反铲动臂可以分为整体式和组合式两类。整体式动臂有直动式和组合式两类。直动式臂结构简单，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式和强度值得注意，近年来悬挂式挖掘机出现了小弯臂的结构形式，是直动臂的改进，动臂的箱型结构可以不用开口，动臂和斗杆油缸及管路的布置也比较方便。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。它的缺点是替换工作装置较少，通用性较差。而组合式动臂工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化调整，较合理的满足各种类型作业装置的参数和结构要求，装车运输比较方便。由于所设计的是中型液压挖掘机，综上选用整体式动臂。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。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故采用整体式斗杆。2.3动臂油缸与铲斗油缸的布置动臂油缸装在动臂的前下方，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装一只，这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的缺乏，所以动臂油缸和铲斗油缸的布置为是下置式，具体结构示意图如图2-3动臂油缸铰接示意图。1-动臂；2-动臂油缸图2-3动臂油缸铰接示意图2.4铲斗与铲斗油缸的连接方式本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。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-曲柄；2-连杆图2-4铲斗连接布置示意图2.5铲斗的结构选择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很大，其应满足以下的要求：有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合于各种物料的运动规律。要使物料易于卸尽。为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，根本结构如图2-5所示。图2-5铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-6所示。1-卡销；2–橡胶卡销；3–齿座；4–斗齿图2-6卡销式斗齿结构示意图2.6原始几何参数确实定〔1〕动臂与斗杆的长度比K1由于所设计的挖机适用性较强，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1取在1.5～2.0之间，初步选取K1=1.8，即l1/l2=1.8。〔2〕铲斗斗容与主参数的选择斗容：q=0.9m3按经验公式和比较法初选：l3=1550mm〔3〕工作装置液压系统主参数的初步选择各工作油缸的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力。初选动臂油缸内径D1=140mm，活塞杆的直径d1=90mm。斗杆油缸的内径D2=140mm，活塞杆的直径d2=90mm。铲斗油缸的内径D3=110mm，活塞杆的直径d3=80mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1000mm，斗杆油缸行程L2=1450mm，铲斗油缸行程L3=1250mm。并按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。参照要求选择工作装置液压系统的工作压力P=31.4MPa，闭锁压力Pg=34.3MPa。由上绘出图2-7工作装置结构简图和表一后面设计中所需的参数。此上，后续设计所需参数已给定，液压挖掘机的总体设计根本完成。图2-7：工作装置结构简图图2-7：工作装置结构简图表一：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=QV,=MH,=MN,=HN,=QK,=KV,=KH=FQ,=EF,=FG,=EG,=GN,=FN,=NQ=CF,=CD,=CB,=DF,=BF=CP,=CA,=CI,=CT,=CS,=JT,=JI推导参数=，==，=，=，=，==，==，=特性参数,,,,备注3挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析反铲装置的具体结构型按运动学分析，在运动学上能以通用的数学表达式表示。本文通过直角坐标系对典型结构型式作运动分析的方法反铲装置的几何位置取决于动臂液压缸的长度、斗杆液压缸的长度和铲斗液压缸的长度。3.1动臂运动分析动臂是液压挖掘机的主要部件，前面选定整体式动臂，动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；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.图3-1动臂摆角范围计算简图如图3-1所示，φ1是L1的函数，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；在三角形AB0C中：动臂的瞬时转角为:=—图3-2F点坐标计算简图图3-2F点坐标计算简图当F点在水平线CU之下时α21=∠UCB为负，否那么为正。(图3-2F点坐标计算简图)F点的坐标为XF=l30+l1×cosα21YF=l30+l1×Sinα21C点的坐标为XC=XA+l5×COSα11=l30YC=YA+l5×Sinα11动臂油缸的力臂e1e1=l5×Sin∠CAB显然动臂油缸的最大作用力臂e1max=l53.2斗杆的运动分析如以下图3-3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；θ斗杆摆角.图3-3斗杆机构摆角计算简图由上图的几何关系知斗杆的瞬时转角为:那么斗杆的作用力臂e2=l9Sin∠DEF显然斗杆的最大作用力臂e2max=l93.3铲斗的运动分析3.3.1铲斗的传动比铲斗相对于X—Y坐标系的运动是、和的函数，情况较复杂。现先讨论铲斗相对于斗杆的运动。图3-4铲斗连杆机构计算简图图3-4铲斗连杆机构计算简图当给定了铲斗液压缸长度，由表一原始参数及推导参数出发，利用几何关系可依次求得图3—4中〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕等值。由图3-4铲斗液压缸对N点的作用力臂为连杆HK对N点作的用力臂为连杆HK对Q点作的用力臂为铲斗连杆机构的总传动比为铲斗相对于斗杆的摆角范围当取上和时可分别求得和。于是得：斗齿尖坐标方程斗齿尖V的坐标值和是、和的函数。只要推导出和的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定。现按图3—5推导如下。结合表一以及前面计算得到的有关参数值，通过几何和三角函数运算，可依次求得：〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕、〔〕等最后得到:图3-5最大卸载高度计算简图图3-6最大挖掘深度计算简图3.3.2最大卸载高度图3-5最大卸载高度计算简图图3-6最大挖掘深度计算简图当动臂液压缸全伸，斗杆液压缸全缩，铲斗液压缸处于适当位置使QV连线处于垂直状态时得到最大卸载高度为：故Q点坐标为：式中：因此V点坐标为：就是最大卸载高度3.3.3最大挖掘半径当斗杆液压缸全缩，铲斗液压缸处于适当位置使QV转到CQ的延长线上，CV水平时得到最大挖掘半径：就是最大挖掘半径。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：l30=85mm；l40=9800mm；=9885mm此上，已对液压挖掘机的动臂、斗杆、铲斗的机构运动学作了分析。4工作装置各局部的根本尺寸计算和验证液压挖掘机根本参数是表示和衡量挖掘机性能的重要指标，本文主要计算和验证铲斗、动臂、斗杆的尺寸。4.1铲斗各参数确实定4.1.1铲斗结构形状的设计及根本要求对于液压挖掘机，考虑到现实工作状况和查阅相关文献资料，对铲斗结构形状的设计有以下根本要求：〔1〕、要有利于物料的自由流动，因此，铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合各种物料的运动规律。〔2〕、要使物料易于卸净，缩短卸载时间，并提高铲斗有效容积。〔3〕、为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽与物料直径之比应不大于：1.〔4〕、装设斗齿有利于增大铲斗与物料刚接触时的挖掘比压，以便切人或破碎阻力较大的物料。挖硬土或碎石时还能把石块从土壤中耙出。对斗齿的材料、形状、安装结构及其尺寸参数的根本要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更换。4.1.2铲斗主要参数确实定当铲斗容量q一定时，挖掘转角，挖掘半径和平均斗宽b之间存在一定的关系，即具有尺寸和b的铲斗转过角度所切下的土壤刚好装满铲斗，于是斗容量可按下式计算：(4.1)式中：——铲斗充满系数；——土壤松散系数。〔查表〕一般取:(4.2)的取值范围：(4.3)式中：q——铲斗容量，；b——铲斗平均宽度，m。因为q=0.9，查表跟经验公式取b=1040mm.按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选=1450mm得出φ=95/2=47.5°铲斗挖掘体积土壤所消耗的能量称为切削能容量。反铲铲斗的主要参数，即平均铲斗宽度b，切削转角和挖掘半径对转斗底切削能容量有直接影响，可用下式表示：(4.4)式中：——铲斗切削能容量，；——考虑切削过程中其他影响因素的系数；〔理想状态取〕——具有应力因次的系数，在铲斗容量q=0.15～1时，取=1.5；——具有容积质量因次的系数，在铲斗容量q=0.15～1时，取=0.07。显然，在设计铲斗时，在满足铲斗容量q的条件下，应使铲斗切削能容量E最小。由上式可以看出，减小角，增大铲斗宽度b和切削半径能够减低E，计算得E=1554.81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，太小那么影响铲斗的结构刚度，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α10=∠KQV=110°4.2动臂机构参数确实定初选动臂转角α1=120°由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3=1.4〔k3=L42/L41〕铰点A坐标的选择：由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选：XA=430mm；YA=1200mm4.2.1据统计，最大挖掘半径值一般与的值很接近。因此要求，的和可按以下近似经验公式初定和，即：由:其中K1=1.8l3=1550mm且=9885mm可解得：l2=〔R-l3〕/〔1+k1〕=〔9885-1550〕/〔1+1.8〕=3000mml1=k1l2=1.8×3000=5400mm4.2.2在中、、可得：计算得α39=24.5°4.2.3由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4=0.4初选α11=62.5。斗杆油缸全缩时，∠ CFQ=α32–α8最大，依经验统计和便于计算，初选〔α32–α8〕max=160°。由于采用双动臂油缸，∠BCZ的取值较小，初取∠BCZ=5°如上图4-1所示，在三角形CZF中：∠ZCF=π-α1-α39=35.5°∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB=30.5°最大卸载高度的表达式为：H3max=YC+l1Sin〔θ1-α20-α11〕–l2–l3最大挖掘深度绝对值的表达式为：H1max=l2+l3+l1Sin〔α11-θ1min+α2〕-l5Sinα11-YA)令A=α2+α11=30.5+62.5=93B=A+〔α32–α8〕max=93+〔-160〕=-67H1max+H3max-l1[Sin〔θ1max-93〕+Sin〔93-θ1min〕]+l2Sin[〔θ1max+67〕+1]=0又特性参数可得：θ1max=152θ1min=46.1H1max=l2+l3+l1Sin〔α11-θ1min+α2〕-l5Sinα11-YAl5=[l2+l3+l1Sin〔α11-θ1min+α2〕-YA-H1max]/Sinα11=750mm而θ1min与θ1max需要满足以下条件θ1min=COS-1[〔σ2+1-ρ2〕/2σ]θ1max=COS-1[〔σ2+1-λ12ρ2〕/2σ]ρ=2.51σ=3.11而ρ+1=2.51+1=3.51>σ〔1+σ〕/ρ=4.11/2.51=1.64>λ〔λ=1.6〕ρ、σ满足经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。那么l7=σl5=2335mmL1min=ρl5=1880mmL1max=λ1L1min=3010mm至此，动臂机构的各主要根本参数已初步确定。4.3斗杆机构根本参数的选择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=940mm如图4-1所示图中，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；ψ2：斗杆的摆角；l8：斗杆油缸的最大作用力臂。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(ψ2max/2)/l9=COS(ψ2max/2)由4.24知,ψ2max越大,那么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ψ2max,初取ψ2max=90°∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间.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°.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；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图4-1斗杆机构根本参数计算简图由图4-2的几何关系有:L2min=2×l9×Sin(ψ2max/2)/(λ2-1)=2215mmL2max=L2min+2×l9×Sin(ψ2max/2)=3545mml82=L22min+l29+2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2]l8=2995mm4.4铲斗机构根本参数的选择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φD0：H2max-H3max=l3〔SinφD0+1〕得φD0=55°最大转角φ3max：φ3max=∠V0QVZ，不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选φ3max=165。4.4.2铲斗机构其它根本参数的计算在图4-2中，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。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4-2铲斗机构计算简图那么有：l24=KQ=k2l3=1550mm铲斗的最大挖掘阻力F3Jmax应该等于斗杆的最大挖掘力，即F3Jmax=138KN。粗略计算知斗杆挖掘平均阻力F3Jmax=F3Jmax/2=69KN挖掘阻力F3J所做的功W3J：W3J=F3Jmaxl3φ3max=3.08×105N.m 由图4-3知，铲斗油缸推力所做的功W3：W3=F3〔λ2-1〕L3min由功的守恒知W3=W3J计算可得：L3min=1720mm那么L3max=λ3L3min=2750mm通过经验公式和同斗容的其它机型的参考，初步选定剩余的根本尺寸如下：HK=600mm；HN=640mm；NQ=400mm；FN=l2-NQ=2600mm；GF=800mm；由预选∠GFN=60°那么GN2=FN2+GF2–2×COS∠GFN×FN×GFGN=2300mm至此，工作装置的根本尺寸均已初步确定。5工作装置结构设计整个工作装置由动臂、斗杆、铲斗及油缸和连杆机构组成，要确定这些结构件的结构尺寸，必须要对其结构进行受力分析。要进行受力分析，首先要确定结构件最不利的工况，并找到在该工况下的最危险截面，以作为受力分析的依据。5.1挖掘阻力分析液压挖掘机反铲装置工作时既可用铲斗液压缸挖掘(简称转斗挖掘)，也可用斗杆液压缸挖掘(简称斗杆挖掘)，或作复合动作挖掘。一般认为斗容量小于或在土质松软时以转斗挖掘为主，反之那么以斗杆挖掘为主。这两种情况的挖掘阻力不同。5.1.1转斗挖掘阻力计算转斗挖掘时，土壤切削阻力随挖掘深度改变而有明显变化。切削阻力与切削深度根本上成正比。但总的说前半过程切削阻力较后半过程高，因前半过程的切削角不利，产生了较大的切削阻力，对斗形切削刃所作的大曲率切削有同样结果，其切削阻力的切向分力可以用以下公式表达：〔5.1〕式中:C——表示土壤硬度的系数，对II级土宜取C＝50~80，对III级土宜取C=90~150，对IV级土宜取C=160~320；R——铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离，即转斗切削半径，R＝，单位为cm；——挖掘过程中铲斗总转角的一半；——铲斗瞬时转角；B——切削刃宽度影响系数，，其中b为铲斗平均宽度；A——切削角变化影响系数,取A＝1．3;Z——带有斗齿的系数,Z＝0.75(无斗齿时，Z＝1)；X——斗侧壁厚度影响系数，X＝1+0.03s，其中s为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取X＝1.15；D——切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在D=10000~1700范围内选取，当斗容量时，D应小于10000N。转斗挖掘装土〔5.2〕式中：——密实状态下土壤容重，单位为N／；——挖掘起点和终点间连线ab方向与水平线的夹角；——土壤与钢的摩擦系数。计算说明：与相比很小，可忽略不计。当，时出现转斗挖掘最大切向分力，其值为：〔5.3〕试验说明法向挖掘阻力的指向是可变的，数值也较小，一般＝0~0.2，土质愈均匀，愈小。从随机统计的角度看，取法向分力为零来简化计算是允许的。这样就可看作为转斗挖掘的最大阻力。转斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力计算。也即把半月形切削断面看作相等面积的条形断面，条形断面长度等于斗齿转过的圆弧长度与其相应之弦的平均值，那么平均切削厚度为：〔5.4〕平均挖掘阻力为:〔5.5〕式中:用度数代表，一般所谓平均阻力是指装满铲斗的全过程阻力平均值，因此应取。显然这一计算方法是近以的，国外有试验认为平均挖掘阻力为最大挖掘阻力的70～80％，可作为参考。5.1.2斗杆挖掘阻力计算斗杆挖掘时切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中可视为常数。一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为，在这转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的实际行程为：〔5.6〕斗杆挖掘时的切削厚度可按下式计算：〔5.7〕斗杆挖掘阻力为：〔5.8〕式中：——斗杆挖掘时的切削半径，=FV。——挖掘比阻力，当取主要挖掘土壤的值时可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土质值时那么得最大挖掘阻力。一般斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度较小。5.2斗杆的结构设计5.2.1斗杆的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说明，在铲斗进行挖掘时，产生最大弯矩的工况可能有以下两个：第一工况位置，其满足以下条件：动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。斗杆油缸的力臂最大。铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。侧齿挖掘时受到横向力Wk的作用第二工况位置，该工况满足以下条件：动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e1max处。斗杆油缸的力臂最大。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。挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力Wk的作用。Ⅰ.第一工况位置的受力分析在这个工况下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大。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。DBDBCYCYEAEAFGXFGXNNHQHQKKVVNH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图5-1斗杆第一工况时的工作装置简图当斗杆油缸全缩时，通过前面可以得出α21=45，由图5-1可知CF的向量可以表示为：FC=5400[COS〔180-45〕+Sin〔180-45〕]=5400〔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=90COS∠EFD=EF/DF=940/3000解得∠EFD=72在□CDEF中∠EFC=∠ZFC+∠DFZ+∠EFD=106.5∠EFQ在前面已经初定为150FV=4500〔COS122.5+Sin122.5〕OV=OC+CF+FV那么XV=1542mmFFNNQPdQPdW1HW1HKKW2W2G3HK-连杆HN-摇臂N-摇臂与斗杆的铰接点Q-斗杆与铲斗的铰接点图5-2铲斗受力分析简图由〔3.15〕式可i=0.336那么可得此时铲斗的理论挖掘力：F0D=FDi=2.98×105×0.336=1.0×105N初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离r2′=l3COS〔-122〕/2=274mm取铲斗为研究对象，如图5-2所示，并对Q点取矩，那么有∑MQ=0〔F0D-W1〕l3–G3r2′=0W1=105N工作装置所受重力对C点取矩有∑MC〔Gi〕=G1×X1+〔G2+G5〕×X2+G3×X3+G4×0.7XF+G6×X2=0.76×105NW1到C点的距离r0=l2+l3–CFCOS∠CFV=3280mmW2到C点的距离r1=CFSin∠CFV=5400×Sin103.5=5249mm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，那么有∑MC=0F1′e1+∑MC〔Gi〕-W1r0-W2r1=0得W2=0.32×105N斗杆有油缸作用力P2g′的求解：FQ向量在X轴上的模值：XFN=FQCOS-122=3000×0.53=1590mm如图5-1所示，取斗杆〔带斗和连杆机构〕为研究对象，那么有：∑MC=0P2g′×EF-W1〔l2+l3〕-G3〔XFN+r2′〕-G2XFN/2=0P2g′=5.04×105N而此时的斗杆闭锁力P2′=34.3×π×〔70〕2=5.28×105N，略大于P2g′，说明闭锁力足够。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Mφ：Mφ=5000×φ×G4/3〔其中φ=0.5〕=1.32×105NGRNPGRNP3NNHHX2X2KQY2KQY2RRkNH-摇臂HK-连杆G3-铲斗油缸的推力RK–连杆的作用力RN–摇臂的作用力图5-3连杆机构计算简图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=0.6×Mφ=0.79×105NWK=MB/XV=0.79×105/1.432=0.55×105N取连杆机构为研究对象，如图5-3所示，那么有：∑X2=0P3COS∠GHX2-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2=0∑Y2=0P3Sin∠GHX2-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2=0得:RN=-0.51×105N；Rk=3.3×105N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，那么有：∑X3=0W2-RQx-RkCOS∠11.5=0RQx=-2.91×105N∑Y3=0RQy+W1-RkSin∠11.5=0RQy=-0.34×105N∑MQY3=0MQy-WKl3-W2b/2=0MQy=105Nm∑MQX3=0MQx–W1b/2=0MQx=W1b/2=0.53×105NmN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，那么有：RNyF3RNyF3HNHNRRNxRkKRkKH-摇臂HK-连杆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曲柄和连杆受力图图5-4曲柄和连杆受力图∑X2=0RNX+RkCOS∠11.5-F3=0RNX=0.27×105NRNy=RNXtan∠FNH=0.27×105×tan∠57.5=0.43×105NⅡ.第二工况位置的受力分析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。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。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°〕0V=OC+CF+FV那么XV=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=1×105NW2=0.48×105NRk2=3.3×105NWN2=-0.5×105NRQx=-2.75×105NRQy=-0.34×105NMQx=0.5×105NmMQy=0.24×105Nm5.2.2结构尺寸的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。由前面的受力分析知，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，然后以此为根底再求解其它尺寸。Ⅰ.斗杆宽度、钢板厚度、许用应力的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。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。在斗杆中取平安系数，那么斗杆的许用平安应力为：NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图5-5第二工况下工作装置计算简图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斗杆根本尺寸Ⅱ.斗杆危险截面处高度的计算危险截面的有效面积：该截面对y轴的惯性矩:该截面对z轴的惯性距:横截面总面积:该危险截面所受到的正应力:该截面所受到的最大弯曲正应力:那么截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有:(5.9)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，那么有：(5.10)解得h=800mm。有了危险截面的结构尺寸，再结合前面的根本尺寸，就可以利用CAD软件将斗杆绘制出来。这样斗杆的所有尺寸已经根本确定。5.3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。以此为根底，就可以计算出动臂上的其他尺寸。5.3.1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：动臂油缸全缩。F、Q、V在同一条直线上，其连线与X轴垂直。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5-6所示。NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图5-6第一工况位置工作装置简图由于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。在此工况下时而〔前面的计算中已经得出〕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5-7工况是第Ⅰ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：NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图5-7实际工作时第一工况位置工作装置简图那么解之在△DEF中，由几何关系那么有：得解得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，。工作装置各局部受到的重力对C点的矩：取整个工作装置为研究对象，那么有：也就是说此时仅是动臂与铲斗油缸进行挖掘。取斗杆、铲斗、连杆机构为研究对象，那么有：方向与轴平行，在轴的正方向上。铰点的求解：对上下动臂附加弯矩与扭矩的求解：W与的夹角为，与的夹角为那么在坐标系上沿坐标轴的分力：那么所产生的横向弯矩M：那么所产生的附加横向弯矩M：所产生的附加横向扭矩T：在坐标系上沿坐标轴的分力为：那么所产生的附加横向弯矩：所产生的附加扭矩：5.3.2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：动臂油缸的作用力臂最大斗杆的作用力臂最大铲斗进行正常挖掘，铲斗位于最大挖掘力位置。此时的工作装置的简图如图5-8所示：NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图5-8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：取铲斗为研究对象解之：的求解在此工况中，工作装置所受重力对C点的矩：取整个工作装置为研究对象，那么有：的校核：取斗杆和铲斗为研究对象，那么有：这说明当时，斗杆油缸的闭锁力足够，故取。取斗杆与铲斗为研究对象，那么有：又取整个工作装置为研究对象，那么有：：由图的几何关系知:那么在上动臂所产生的弯矩为:在上动臂所产生的扭矩为:同理,那么上沿坐标轴所产生的分力矩为:在下动臂上所产生的弯矩为:在下动臂上所产生的扭矩为:5.3.3内力图和弯矩图的求解Ⅰ.第Ⅰ工况中内力和弯矩的求解在上动臂上所受到的轴向力:在上动臂上所受到的剪力:在上动臂上所受到的轴向弯矩:在下动臂上所受到的轴向力:在下动臂上所受到的剪力:在下臂上所受到的轴向弯矩：由计算可以得到在第一工况中的内力和弯矩图如图5-9、5-10、5-11所示。C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点Q-动臂油缸下铰点Q-动臂油缸下铰点图5-9第一工况下N图图5-10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5-11第一工况下M图Ⅱ.第Ⅱ工况中内力和弯矩的求解在上动臂上所受到的轴向力:在上动臂上所受到的应有剪力：在下动臂上所受到的轴向力:在下动臂上所受到的剪力:在下臂上所受到的弯矩表达式：由计算可以得到在第二工况中的内力和弯矩图如图5-12、5-13、5-14所示。C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点C-动臂下铰点F-动臂与动臂油缸铰点Q-动臂油缸下铰点Q-动臂油缸下铰点图5-12第二工况下N图图5-13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5-14第二工况下M图Ⅲ.结构计算由以上两工况的内力图分析和比较知，应用第Ⅱ工况作为设计，而用第Ⅰ工况作为校核。由内力弯矩图分析知在动臂拐点处所受到的应力可能最大，是危险截面。选择：动臂底板的宽度：底板的厚度：由于上动臂所受的载荷较大，故取上动臂侧板的厚度，而下动臂所受的载荷相对要小，应选择下动臂的侧板的厚度为。许用应力的选取：动臂钢板所选的材料为挖掘机中所普遍采用的低合金结构钢16Mn，其屈服极限，并初选平安系数那么许用应力：应力的计算与危险截面尺寸的求取：危险截面所围成的面积：危险截面所围成的有效面积：那么上动臂的有效面积：下动臂的有效面积：上动臂危险截面对Y轴的惯性矩下动臂危险截面对Y轴的惯性矩上动臂危险截面对Z轴的惯性矩同理下动臂危险截面对Z轴的惯性矩上动臂危险截面中拉伸轴向力所产生的正应力：弯曲所产生的正应力：由应力的合成有：解之：得到危险截面的尺寸后，利用作图法结合前面计算出来的尺寸就可以绘制出动臂图，从而也就得到了整个动臂的尺寸。5.4铲斗的设计5.4.1铲斗斗形尺寸的设计反铲的铲斗的斗形与尺寸，有较常用的经验统计公式，用户可以根据实际需要进行配制。由经验公式初选：那么下底板的斗形方程为：上顶板的斗形方程为：同理计算出铲斗抛物线局部的方程为：5.4.2铲斗斗齿的结构计算铲斗的结构设计按最大弯矩进行设计,由力学分析知在与铲斗斗体连接处的弯矩最大,如图5-15所示，由公式5.11有:(5.11)a:斗齿厚度b:斗齿宽度:挖掘阻力r:斗齿尖到斗体的距离t:铲斗的厚度:斗齿的许用应力代入值解得a=110mma:斗齿厚度:挖掘阻力r:斗齿尖到斗体的距离t:铲斗的厚度图5-15斗齿计算简图5.5挖掘机工作装置油缸推力油缸作用力确实定，那么取决于工作装置的形式和工作情况。如图5-16，液压缸示意图，图5-17，液压缸截面图。5.5.1铲斗油缸推力反铲装置在作业过程中，当以转斗挖掘为主时，其最大挖掘力为铲斗油缸设计的依据。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.由液压缸推力计算公式〔5.12〕查表其中取=14.3MPa，=0.5MPa，=0.9得出F=120576N，由图5-16液压缸示意图图5-17液压缸截面图5.5.2斗杆油缸推力当挖掘机以斗杆挖掘时，其最大挖掘力有斗杆油缸来保证。斗杆油缸放到最低位置，斗杆油缸作用力对斗杆与动臂铰点有最大力臂，并使斗齿尖和铰点F、Q在一条直线上。由公式5.12。查表其中取=11.1MPa，=0.6MPa，=0.9得出F=165321N，由5.5.3动臂油缸推力动臂油缸作用力，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，由公式5.12。查表其中取=12.93MPa，=0.6MPa，=0.9得出F=190755N，由5.6销轴与衬套的设计5.6.1销轴的设计由于销轴与衬套的配合间隙较小，故以剪应力强度作为销轴的根本尺寸的设计，抗压强度与抗弯强度用于校核用。由有[1]：〔6.1〕在设计计算时，应以所有工况中销轴所受到的剪应力最大值对销轴进行设计。在本设计中，