反鏟液壓挖掘機(jī)工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)論文

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1、 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 題目：反鏟液壓挖掘機(jī)工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 教學(xué)單位： 機(jī)電工程系 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造與其自動(dòng)化 學(xué) 號(hào)： 0912010339 姓 名： 寄吧 指導(dǎo)教師： 2012年 6月 33 / 38 摘 要 液壓挖掘機(jī)是一種重要的工程機(jī)械，它的廣泛應(yīng)用對(duì)于減輕勞動(dòng)量，保證工程質(zhì)量，加快工程進(jìn)度，提高勞動(dòng)生產(chǎn)率起了巨大的作用。反鏟工作裝置由動(dòng)臂，斗桿，動(dòng)臂液壓缸，斗桿液壓缸和鏟斗液壓缸組成。

2、 本文根據(jù)液壓挖掘機(jī)反鏟裝置的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理，對(duì)其各主要機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。并在此基礎(chǔ)上，根據(jù)任務(wù)書的設(shè)計(jì)要求，結(jié)合各機(jī)構(gòu)的工作特點(diǎn)和設(shè)計(jì)要求，在對(duì)各機(jī)構(gòu)分析計(jì)算的同時(shí)，結(jié)合構(gòu)件已知尺寸參數(shù)，算出各機(jī)構(gòu)中構(gòu)件的其它參數(shù)，為各構(gòu)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)支撐。 挖掘力是衡量挖掘機(jī)挖掘能力的重要參數(shù)，挖掘力是由各液壓缸中的油液壓力提供的，是主動(dòng)力。最大挖掘力的實(shí)現(xiàn)受諸多因素的制約，它是工作裝置各鉸點(diǎn)受力分析的基礎(chǔ)。挖掘阻力不僅與鏟斗的尺寸形狀有關(guān)，還與挖掘?qū)ο笥嘘P(guān)，是兩者的綜合反映。 關(guān)鍵字：液壓挖掘機(jī) 反鏟裝置 運(yùn)動(dòng)分析 參數(shù)設(shè)計(jì) 力學(xué)分析 Abstract Hydr

3、aulic excavator is an important engineering machinery.Its wide application played a tremendous role to reducing the volume of labor and to ensuring project quality and to accelerating progress and to increasing productivity.Backhoe working devices is made up of a moving arm and a fighting pole and s

4、hovel and a hydraulic tank of moving arm and a hydraulic tank of fighting pole and a hydraulic tank of shovel. Based on the hydraulicexcavator backhoe device characteristics and the structure of principle,to all the major institutions of the kinematic analysis.On this basis,in accordance with the d

5、esign specification design requirements,with the bodies of the characteristics and design requirements,in terms of the various agencies at the same time,combining elements ofknown size parameters,calculated in the component agencies of other parameters,for various components,The shape of design data

6、 support. Mining is a measure of the ability of excavators digging the important parameters.Mining is done by the hydraulic cylinder of the pressure on the oil,is initiative, thelargest excavation of the realization by many factors, it is also working device to hinge point Analysis of the foundat

7、ion.Mining resistance not only reflect the size of bucket shape,but also with the excavation of the object,is acomprehensive reflection of the two. Keywords：hydraulic excavator;backhoe device;motion analysis;parameters design; mechanical analysis 目 錄 摘要I 第1章前言1 1.1 課題背景與研究意義1 1.2 國外研究狀

8、況1 1.3 論文構(gòu)成與研究容2 第2章挖掘機(jī)工作裝置的總體設(shè)計(jì)3 2.1 工作裝置構(gòu)成3 2.2 動(dòng)臂與斗桿的結(jié)構(gòu)形式4 2.3 動(dòng)臂油缸與鏟斗油缸的布置4 2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式5 2.5 鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇5 2.6 原始幾何參數(shù)的確定6 第3章挖掘機(jī)的工作裝置詳細(xì)的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析9 3.1 動(dòng)臂運(yùn)動(dòng)分析9 3.2 斗桿的運(yùn)動(dòng)分析10 3.3 鏟斗的運(yùn)動(dòng)分析11 3.3.1 鏟斗的傳動(dòng)比11 3.3.2 最大卸載高度13 3.3.3 最大挖掘半徑14 第4章工作裝置各部分的基本尺寸計(jì)算和驗(yàn)證15 4.1 鏟斗各參數(shù)的確定

9、15 4.1.1 鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計(jì)與基本要求15 4.1.2 鏟斗主要參數(shù)的確定15 4.2 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)參數(shù)的確定16 4.3 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇18 4.4 鏟斗機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇19 4.4.1 轉(zhuǎn)角圍19 4.4.2 鏟斗機(jī)構(gòu)其它基本參數(shù)的計(jì)算19 第5章工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)21 5.1 斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)21 5.1.1 斗桿的受力分析21 5.1.2 結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算26 5.2 鏟斗的設(shè)計(jì)27 5.2.1 鏟斗斗形尺寸的設(shè)計(jì)27 5.2.2 鏟斗斗齒的結(jié)構(gòu)計(jì)算27 5.3 銷軸與襯套的設(shè)計(jì)28 5.3.1 銷軸的設(shè)計(jì)28 5

10、.3.2 襯套的設(shè)計(jì)28 結(jié)論29 致30 參考文獻(xiàn)31 附錄：零件截圖32 第1章 前言 1.1 課題背景與研究意義 20世紀(jì)40年代在拖拉機(jī)上配裝的懸掛的懸掛式反鏟液壓挖掘機(jī)，20世紀(jì)50年代初期和中期相繼出現(xiàn)了拖式全回轉(zhuǎn)液壓機(jī)和履帶式液壓挖掘機(jī)。初期的液壓挖掘機(jī)采用飛機(jī)和機(jī)床專用的液壓技術(shù)，缺少適用于挖掘機(jī)各種工況的液壓元件，制造質(zhì)量不夠穩(wěn)定，配套也不齊全。從20世紀(jì)60年代起，液壓挖掘機(jī)進(jìn)入推廣和蓬勃發(fā)展階段。 反鏟式液壓挖掘機(jī)工作裝置是一個(gè)較復(fù)雜的空間機(jī)構(gòu)，國外對(duì)其運(yùn)動(dòng)分析、機(jī)構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面都作了較深入的研究，具體的設(shè)計(jì)特別是中型挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)

11、已經(jīng)趨于成熟。我國挖掘機(jī)械行業(yè)近年來雖有很大的發(fā)展，但從產(chǎn)品的種類、數(shù)量和技術(shù)性能與制造質(zhì)量上都還不能滿足現(xiàn)代化建設(shè)發(fā)展的要求，迅速地提高挖掘機(jī)械的設(shè)計(jì)、研究和生產(chǎn)的技術(shù)水平是當(dāng)前挖掘機(jī)械行業(yè)所面臨的迫切而艱巨的任務(wù)。本設(shè)計(jì)有助于提高挖掘機(jī)工作裝置的可靠性，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化、減輕工作裝置重量、提高工作效率、減少能耗，從而提高挖掘機(jī)生產(chǎn)企業(yè)的設(shè)計(jì)水平和自主開發(fā)能力。 1.2 國外研究狀況 1.國研究情況 我國的挖掘機(jī)生產(chǎn)起步較晚，從1954年挖掘機(jī)廠生產(chǎn)的第一臺(tái)斗容量為1的機(jī)械式單斗挖掘機(jī)至今，大體上經(jīng)歷了測(cè)繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個(gè)階段。 新中國成立初期，以測(cè)繪仿制前聯(lián)20世

12、紀(jì)30～40年代的W501、W502、W1001、W1002等型機(jī)械式單斗挖掘機(jī)為主，開始了我國的挖掘機(jī)生產(chǎn)歷史。到20世紀(jì)80年代，我國挖掘機(jī)生產(chǎn)廠已有30多家，生產(chǎn)機(jī)型達(dá)40余種。但總的來說，我國挖掘機(jī)生產(chǎn)的批量小、分散，生產(chǎn)工藝與產(chǎn)品質(zhì)量與國際先進(jìn)睡睡水平相比，有很大差距。 2.國外研究情況 工業(yè)發(fā)達(dá)國家的挖掘機(jī)生產(chǎn)較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本等是斗容量3.5～40單斗液壓挖掘機(jī)的主要生產(chǎn)國，從20世紀(jì)80年代開始生產(chǎn)特大型挖掘機(jī)。 是世界上目前最大的挖掘機(jī)。 從20世紀(jì)后期開始，國際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動(dòng)化的方向發(fā)展。 1.3 論文構(gòu)成與

13、研究容 本論文主要對(duì)由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機(jī)構(gòu)組成挖掘機(jī)工作裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)。具體容包括以下五部分: (1) 挖掘機(jī)工作裝置的總體設(shè)計(jì)。 (2) 挖掘機(jī)的工作裝置詳細(xì)的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。 (3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計(jì)算和驗(yàn)證。 (4) 工作裝置主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與仿真設(shè)計(jì)。 (5) 銷軸的設(shè)計(jì)與螺栓等標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行選型。 第2章 挖掘機(jī)工作裝置的總體設(shè)計(jì) 液壓挖掘機(jī)的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃切削土壤并將土裝入斗。斗裝滿后提升，回轉(zhuǎn)到卸土位置進(jìn)行卸土。卸完后鏟斗再轉(zhuǎn)回并下降到挖掘面進(jìn)行下次挖掘。本文主要對(duì)工作裝置的反鏟裝置進(jìn)行分析。 2.1 工作裝置構(gòu)成 液

14、壓挖掘機(jī)工作裝置基本組成與傳動(dòng)示意圖，反鏟工作裝置由鏟斗、連桿、斗桿、動(dòng)臂、相應(yīng)的三組液壓缸等組成，液壓挖掘機(jī)的工作裝置組圖如圖2.1所示。 1-斗桿油缸；2- 動(dòng)臂； 3-油管； 4-動(dòng)臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側(cè)板； 8-連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿； 圖2.1 工作裝置組成圖 動(dòng)臂下鉸點(diǎn)鉸接在轉(zhuǎn)臺(tái)上，通過動(dòng)臂缸的伸縮，使動(dòng)臂連同整個(gè)工作裝置繞動(dòng)臂下鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。依靠斗桿缸使斗桿繞動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 挖掘作業(yè)時(shí)，接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)、轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時(shí)操縱動(dòng)臂缸小

15、腔進(jìn)油使液壓缸回縮，動(dòng)臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進(jìn)油而伸長，使鏟斗進(jìn)行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動(dòng)并操縱動(dòng)臂缸大腔進(jìn)油，使動(dòng)臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進(jìn)行卸土。 挖掘機(jī)工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，可以對(duì)工作裝置進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化處理。則可知單斗液壓挖掘機(jī)的工作裝置可以看成是由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸與連桿機(jī)構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機(jī)構(gòu)。 挖掘機(jī)的工作裝置經(jīng)上面的簡(jiǎn)化后實(shí)質(zhì)是一組平面

16、連桿機(jī)構(gòu)，自由度是3，工作裝置的幾何位置由動(dòng)臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當(dāng)L1、L2、L3為某一確定的值時(shí)，工作裝置的位置也就能夠確定。 2.2 動(dòng)臂與斗桿的結(jié)構(gòu)形式 動(dòng)臂是工作裝置中的主要構(gòu)件，斗桿的結(jié)構(gòu)型式往往取決于動(dòng)臂的結(jié)構(gòu)型式。反鏟動(dòng)臂可以分為整體式和組合式兩類。整體式動(dòng)臂有直動(dòng)式和組合式兩類。 直動(dòng)式臂結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，輕巧，布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機(jī)。采用整體式彎動(dòng)臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式。整體式彎動(dòng)臂在彎曲處的結(jié)構(gòu)形式和強(qiáng)度值得注意，近年來懸掛式挖掘機(jī)出現(xiàn)了小彎臂的結(jié)構(gòu)形式，是直動(dòng)臂的改良，動(dòng)臂的箱型結(jié)構(gòu)可以不用開口，

17、動(dòng)臂和斗桿油缸與管路的布置也比較方便。 整體式動(dòng)臂結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)廉。剛度一樣時(shí)結(jié)構(gòu)重量較組合式動(dòng)臂輕。它的缺點(diǎn)是替換工作裝置較少，通用性較差。而組合式動(dòng)臂工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化調(diào)整，較合理的滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結(jié)構(gòu)要求，裝車運(yùn)輸比較方便。 由于所設(shè)計(jì)的是中型液壓挖掘機(jī)，綜上選用整體式動(dòng)臂。 斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機(jī)采用整體式斗桿。在本設(shè)計(jì)中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故采用整體式斗桿。 2.3 動(dòng)臂油缸與鏟斗油缸的布置 動(dòng)臂油缸裝在動(dòng)臂的前下方，動(dòng)臂的下支承點(diǎn)（即動(dòng)臂與轉(zhuǎn)臺(tái)的鉸點(diǎn)）設(shè)在轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺(tái)平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深

18、度。油缸活塞桿端部與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)設(shè)在動(dòng)臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動(dòng)臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，但不影響動(dòng)臂的下降幅度。并且布置中，動(dòng)臂油缸在動(dòng)臂的兩側(cè)各裝一只，這樣的雙動(dòng)臂在結(jié)構(gòu)上起到加強(qiáng)筋的作用，以彌補(bǔ)前面的不足，所以動(dòng)臂油缸和鏟斗油缸的布置為是下置式，具體結(jié)構(gòu)示意圖如圖2.2動(dòng)臂油缸鉸接示意圖。 1-動(dòng)臂；2-動(dòng)臂油缸 圖2.2 動(dòng)臂油缸鉸接示意圖 2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在一樣的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉(zhuǎn)角，改善了機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2.

19、3所示。 1-曲柄； 2-連桿 圖2.3 鏟斗連接布置示意圖 2.5 鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇 鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對(duì)挖掘機(jī)的作業(yè)效果影響很大，其應(yīng)滿足以下的要求： (1)有利于物料的自由流動(dòng)。鏟斗壁不宜設(shè)置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖)面形狀要適合于各種物料的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 (2)要使物料易于卸盡。 (3)為使裝進(jìn)鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應(yīng)大于4，小于50時(shí)，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。 綜上考慮，選用中型挖掘機(jī)常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)如圖2.4所示。 圖2.4 鏟斗 2.6 原始幾何參數(shù)的確定 （1）動(dòng)臂與斗桿的長度比K1由于所設(shè)計(jì)的

20、挖機(jī)適用性較強(qiáng)，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。 （2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇 斗容：q =0.9 m3 按經(jīng)驗(yàn)公式和比擬法初選：I3=1550mm （3） 工作裝置液壓系統(tǒng)主參數(shù)的初步選擇 各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力。初選動(dòng)臂油缸徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗(yàn)公式和其它機(jī)型的參考初選動(dòng)臂油缸行程L1=1000mm，斗桿油缸行程L1=1450mm

21、，鏟斗油缸行程L3=1250mm。并按經(jīng)驗(yàn)公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。參照要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工作壓力P=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。 由上繪出圖2.5工作裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖和表2.1后面設(shè)計(jì)中所需的參數(shù)。 此上，后續(xù)設(shè)計(jì)所需參數(shù)已給定，液壓挖掘機(jī)的總體設(shè)計(jì)基本完成。 圖2.5 工作裝置結(jié)構(gòu) 參 數(shù) 分 類 機(jī) 構(gòu) 組 成 鏟 斗 斗 桿 動(dòng) 臂 機(jī) 體 符 號(hào) 意 義 原 始 參 數(shù) =QV , =M

22、H , =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 導(dǎo) 參 數(shù) =， = =， =， =， =， = =， = =， = 特 性 參 數(shù) , , , , 備 注 表2.1 反鏟機(jī)構(gòu)自身幾何參數(shù)表 第3章 挖掘機(jī)的工作裝置詳細(xì)

23、的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 反鏟裝置的具體結(jié)構(gòu)型按運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，在運(yùn)動(dòng)學(xué)上能以通用的數(shù)學(xué)表達(dá)式表示。本文通過直角坐標(biāo)系對(duì)典型結(jié)構(gòu)型式作運(yùn)動(dòng)分析的方法反鏟裝置的幾何位置取決于動(dòng)臂液壓缸的長度、斗桿液壓缸的長度和鏟斗液壓缸的長度。 3.1 動(dòng)臂運(yùn)動(dòng)分析 動(dòng)臂是液壓挖掘機(jī)的主要部件，前面選定整體式動(dòng)臂，動(dòng)臂上任意一點(diǎn)在任一時(shí)刻也都是L1的函數(shù)。 動(dòng)臂油缸的最短長度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長度； A：動(dòng)臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動(dòng)臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動(dòng)臂的下鉸點(diǎn). 圖3.1 動(dòng)臂擺角圍計(jì)算簡(jiǎn)圖 如圖3.1所示，φ1是L1的函數(shù)，圖中動(dòng)臂油缸的最短長度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長度；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與

24、動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最小值；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最大值；在三角形AB0C中： 動(dòng)臂的瞬時(shí)轉(zhuǎn)角為: =— 圖 3.2 F點(diǎn)坐標(biāo)計(jì)算簡(jiǎn)圖 當(dāng)F點(diǎn)在水平線CU之下時(shí)α21 =∠UCB為負(fù)，否則為正。(圖 3.2 F點(diǎn)坐標(biāo)計(jì)算簡(jiǎn)圖) F點(diǎn)的坐標(biāo)為 XF = l30+l1×cosα21 YF = l30+l1×Sinα21 C點(diǎn)的坐標(biāo)為 XC = XA+l5×COSα11 = l30 YC = YA+l5×Sinα11 動(dòng)臂油缸的力臂e1 e1 = l5×Sin∠CAB 顯然動(dòng)臂油

25、缸的最大作用力臂e1max= l5 3.2 斗桿的運(yùn)動(dòng)分析 如下圖3.3所示，D點(diǎn)為斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)，E點(diǎn)為斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對(duì)于動(dòng)臂的運(yùn)動(dòng)，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)； F-動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)； θ斗桿擺角. 圖3.3 斗桿機(jī)構(gòu)擺角計(jì)算簡(jiǎn)圖 由圖3.3的幾何關(guān)系知 斗桿的瞬時(shí)轉(zhuǎn)角為: 則斗桿的作用力臂 e2 =l9Sin∠DEF 顯然斗桿的最大作用力臂 e2max = l9 3.3

26、 鏟斗的運(yùn)動(dòng)分析 3.3.1 鏟斗的傳動(dòng)比 鏟斗相對(duì)于X—Y坐標(biāo)系的運(yùn)動(dòng)是、和的函數(shù)，情況較復(fù)雜?，F(xiàn)先討論鏟斗相對(duì)于斗桿的運(yùn)動(dòng)。 圖 3.4 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)計(jì)算簡(jiǎn)圖 當(dāng)給定了鏟斗液壓缸長度，由表一原始參數(shù)與推導(dǎo)參數(shù)出發(fā)，利用幾何關(guān)系可依次求得圖3.4中（）、（）、（）、（）、（）、 （）、（）、 （）、（）、 （）、（）、（）等值。由圖3-4 鏟斗液壓缸對(duì)N點(diǎn)的作用力臂為 連桿HK對(duì)N點(diǎn)作的用力臂為 連桿HK對(duì)Q點(diǎn)作的用力臂為 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比為 鏟斗相對(duì)于斗桿的擺角圍

27、當(dāng)取上和時(shí)可分別求得和。于是得： 斗齒尖坐標(biāo)方程 斗齒尖V的坐標(biāo)值和是、和的函數(shù)。 只要推導(dǎo)出和的函數(shù)表達(dá)式，那么整機(jī)作業(yè)圍就可以確定?，F(xiàn)按圖 3.5 推導(dǎo)如下。 結(jié)合表一以與前面計(jì)算得到的有關(guān)參數(shù)值，通過幾何和三角函數(shù)運(yùn)算，可依次求得：（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）等最后得到: 圖3.5最大卸載高度計(jì)算簡(jiǎn)圖 圖3.6 最大挖掘深度計(jì)算簡(jiǎn)圖 3.3.2 最大卸載高度 當(dāng)動(dòng)臂液壓缸全伸，斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當(dāng)位置使QV連線處于垂直狀態(tài)時(shí)得到最大卸載高度為： 故Q點(diǎn)坐標(biāo)為： 式中： 因此V點(diǎn)坐標(biāo)為： 就是最大

28、卸載高度 3.3.3 最大挖掘半徑 當(dāng)斗桿液壓缸全縮，鏟斗液壓缸處于適當(dāng)位置使QV轉(zhuǎn)到CQ的延長線上，CV水平時(shí)得到最大挖掘半徑： 就是最大挖掘半徑。 最大挖掘半徑時(shí)的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點(diǎn)轉(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計(jì)算得到： l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm；=9885mm 此上，已對(duì)液壓挖掘機(jī)的動(dòng)臂、斗桿、鏟斗的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)作了分析。 第4章 工作裝置各部分的基本尺寸計(jì)算和驗(yàn)證 液壓挖掘機(jī)基本參數(shù)是表示和衡量挖掘機(jī)性能的重要指標(biāo)，本文主要計(jì)算和驗(yàn)證鏟斗、動(dòng)臂、斗桿的尺寸。 4.1 鏟斗各

29、參數(shù)的確定 4.1.1 鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計(jì)與基本要求 對(duì)于液壓挖掘機(jī)，考慮到現(xiàn)實(shí)工作狀況和查閱相關(guān)文獻(xiàn)資料，對(duì)鏟斗結(jié)構(gòu)形狀的設(shè)計(jì)有以下基本要求： （1）、要有利于物料的自由流動(dòng)，因此，鏟斗壁不宜設(shè)置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合各種物料的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 （2）、要使物料易于卸凈，縮短卸載時(shí)間，并提高鏟斗有效容積。 （3）、為使裝進(jìn)鏟斗的物料不易掉出，斗寬與物料直徑之比應(yīng)不大于：1. （4）、裝設(shè)斗齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時(shí)的挖掘比壓，以便切人或破碎阻力較大的物料。挖硬土或碎石時(shí)還能把石塊從土壤中耙出。對(duì)斗齒的材料、形狀、安裝結(jié)構(gòu)與其尺寸參數(shù)的基本要挖掘阻力小，耐磨，易

30、于更換。 4.1.2 鏟斗主要參數(shù)的確定 當(dāng)鏟斗容量q一定時(shí)，挖掘轉(zhuǎn)角，挖掘半徑和平均斗寬b之間存在一定的關(guān)系，即具有尺寸和b的鏟斗轉(zhuǎn)過角度所切下的土壤剛好裝滿鏟斗，于是斗容量可按下式計(jì)算： (4.1) 式中： ——鏟斗充滿系數(shù)； ——土壤松散系數(shù)。（查表） 一般取:(4.2) 的取值圍： (4.3) 式中： q——鏟斗容量，； b——鏟斗平均寬度，m。 因?yàn)閝=0.9，查表跟經(jīng)驗(yàn)公式取 b=1040mm.按經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考同斗容的其它型號(hào)的機(jī)械，初選 = 1450mm 得出 φ = 95/2 = 47.5° 鏟斗挖掘體積土壤所消耗的能量稱為切削能容量。反鏟

31、鏟斗的主要參數(shù)，即平均鏟斗寬度b，切削轉(zhuǎn)角和挖掘半徑對(duì)轉(zhuǎn)斗底切削能容量有直接影響，可用下式表示： (4.4) 式中： ——鏟斗切削能容量，； ——考慮切削過程中其他影響因素的系數(shù)；（理想狀態(tài)取） ——具有應(yīng)力因次的系數(shù)，在鏟斗容量q=0.15～1時(shí)，取=1.5； ——具有容積質(zhì)量因次的系數(shù)，在鏟斗容量q=0.15～1時(shí)，取=0.07。 顯然，在設(shè)計(jì)鏟斗時(shí)，在滿足鏟斗容量q的條件下，應(yīng)使鏟斗切削能容量E最小。由上式可以看出，減小角，增大鏟斗寬度b和切削半徑能夠減低E，計(jì)算得 E =1554.81 鏟斗兩個(gè)鉸點(diǎn)K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂24太大將影響機(jī)構(gòu)

32、的傳動(dòng)特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度，初選特性參數(shù)k2= 0.29。 由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選α10 =∠KQV =110° 4.2 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)參數(shù)的確定 初選動(dòng)臂轉(zhuǎn)角α1=120° 由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考其它同斗容機(jī)型，初選特性參數(shù)k3 =1.4（k3 = L42/L41） 鉸點(diǎn)A坐標(biāo)的選擇： 由底盤和轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)，并結(jié)合同斗容其它機(jī)型的測(cè)繪，初選： XA = 430 mm ；YA = 1200mm : 最大挖掘半徑值一般與的值很接近。因此要求，已知的和可按下列近似經(jīng)驗(yàn)公式初定和，即： 由: 其中: K1=1.8l3=1550mm 且=9885mm

33、可解得：l2 = （R -l3）/（1+ k1）=（9885-1550）/（1+1.8）= 3000mm l1 = k1l2 = 1.8 × 3000 = 5400mm : 在中已知、、可得： 計(jì)算得 α3 9 =24.5° :由經(jīng)驗(yàn)和反鏟工作裝置對(duì)閉鎖力的要求初取k4 = 0.4 初選α11 = 62.5。 斗桿油缸全縮時(shí)，∠ CFQ =α32 –α8最大，依經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和便于計(jì)算，初選（α32 –α8）max = 160°。 由于采用雙動(dòng)臂油缸，∠BCZ的取值較小，初取∠BCZ=5° 如上圖4.1所示，在三角形CZF中： ∠ZCF= π-α1-α39 =

34、35.5° ∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB =30.5° 最大卸載高度的表達(dá)式為： H3max= YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 最大挖掘深度絕對(duì)值的表達(dá)式為： H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11- YA) 令A(yù) =α2+α11= 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （α32 –α8）max = 93 +（-160）=-67 H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1max +67）+1]= 0

35、 又特性參數(shù)： 可得：θ1max=152 θ1min= 46.1 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5 Sinα11-YA L5= [l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- YA- H1max ]/ Sinα11 =750mm 而θ1min與θ1max需要滿足以下條件 θ1min = COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ]θ1max = COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ] ρ = 2.51 σ = 3.1 1 而ρ+ 1 = 2.51 + 1 = 3.51 >σ （1 + σ）/ρ = 4.1

36、1/2.51 = 1.64 >λ （λ= 1.6） ρ、σ滿足經(jīng)驗(yàn)條件，說明ρ、σ的取值是可行的。 則l7=σl5= 2335mm L1min =ρl5=1880mm L1max=λ1L1min=3010mm 至此，動(dòng)臂機(jī)構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。 4.3 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 取整個(gè)斗桿為研究對(duì)象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)式： e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2= 940 mm 由圖4.1所示圖中，斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關(guān)系: e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9 =

37、COS (ψ2max/2) 由圖4.1知, ψ2max越大,則e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到較大的平均挖掘力,就要盡量減少ψ2max,初取ψ2max = 90°。 ∠EFQ取決于結(jié)構(gòu)因素和工作圍,一般在 130°～170°之間。初定 ∠EFQ=150°,動(dòng)臂上∠DFZ也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選 ∠DFZ=10°。 D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)； F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l：斗桿油缸的最大作用力臂。 圖4.1斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡(jiǎn)圖 由圖4.1的幾何關(guān)系有: L2min = 2×l9×Sin (ψ2max/2)/(λ2-1) = 2

38、215 mm L2max = L2min+ 2×l9×Sin (ψ2max/2) = 3545 mm l82 = L22min + l29 +2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2] l8 = 2995 mm 4.4 鏟斗機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 4.4.1 轉(zhuǎn)角圍 由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉(zhuǎn)角φD0： H2max-H3max = l3（SinφD0 +1） 得 φD0 = 55° 最大轉(zhuǎn)角φ3max：φ3max = ∠V0QVZ，不易太大，太大會(huì)使斗齒平均挖掘力降低，初選φ3max =165° 4.4.

39、2 鏟斗機(jī)構(gòu)其它基本參數(shù)的計(jì)算 在圖4.2中，l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點(diǎn)；G：鏟斗油缸的下鉸點(diǎn)；N：搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn)；K：鏟斗的上鉸點(diǎn)；Q：鏟斗的下鉸點(diǎn)。 l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點(diǎn)； G：鏟斗油缸的下鉸點(diǎn)；N：搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn)；K：鏟斗的上鉸點(diǎn)；Q：鏟斗的下鉸點(diǎn)。 圖4.2 鏟斗機(jī)構(gòu)計(jì)算簡(jiǎn)圖 則有： l24 = KQ = k2 l3 = 1550 mm 鏟斗的最大挖掘阻力F3J max 應(yīng)該等于斗桿的最大挖掘力，即F3J max = 13

40、8KN。 粗略計(jì)算知斗桿挖掘平均阻力F3J max= F3J max /2 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J： W3J = F3J max l3 φ3max = 3.08×105 N.m 由圖4.2知，鏟斗油缸推力所做的功W3： W3 = F3 （λ2-1）L3min 由功的守恒知 W3 = W3J 計(jì)算可得：L3min= 1720mm 則L3max =λ3 L3min=2750mm 通過經(jīng)驗(yàn)公式和同斗容的其它機(jī)型的參考，初步選定剩余的基本尺寸如下： HK = 600mm； HN = 640mm； NQ = 400mm

41、； FN = l2-NQ = 2600mm； GF = 800mm； 由預(yù)選∠GFN = 60° 則 GN2 = FN2 + GF2 – 2×COS∠GFN×FN×GF GN = 2300mm 至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。 第5章 工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 整個(gè)工作裝置由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗與油缸和連桿機(jī)構(gòu)組成，要確定這些結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行受力分析。要進(jìn)行受力分析，首先要確定結(jié)構(gòu)件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險(xiǎn)截面，以作為受力分析的依據(jù)。 5.1 斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1.1 斗桿的受力分析 斗桿主要受到彎矩的作用，故要找

42、出斗桿中的最大彎矩進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。根據(jù)受力分析和以往的實(shí)驗(yàn)表明，在鏟斗進(jìn)行挖掘時(shí)，產(chǎn)生最大彎矩的工況可能有以下兩個(gè)： 第一工況位置，其滿足以下條件： （1）動(dòng)臂處于最低位置。即動(dòng)臂油缸全縮。 （2）斗桿油缸的力臂最大。 （3）鏟斗齒尖在動(dòng)臂與斗桿鉸點(diǎn)和斗桿與鏟斗鉸點(diǎn)的連線上。 （4）側(cè)齒挖掘時(shí)受到橫向力Wk的作用。 第二工況位置，該工況滿足以下條件： （1）動(dòng)臂位于動(dòng)臂油缸對(duì)鉸點(diǎn)A的最大作用力臂e1max處。 （2）斗桿油缸的力臂最大。 （3）鏟斗齒尖位于F、Q兩鉸點(diǎn)的連線上或鏟斗位于最大挖掘力位置。 （4）挖掘阻力對(duì)稱于鏟斗，無側(cè)向力 Wk的作用。 1.第一工況位置的受力

43、分析 在這個(gè)工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大。 該工況的具體簡(jiǎn)圖如圖5.1所示。取工作裝置為研究對(duì)象，如圖5.2所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、側(cè)向阻力W3。 D B C Y E A F G X N H Q K V NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗

44、上鉸點(diǎn)； V-鏟斗斗齒尖 圖5.1 斗桿第一工況時(shí)的工作裝置簡(jiǎn)圖 當(dāng)斗桿油缸全縮時(shí)，通過前面可以得出α21 = 45，由圖5.1可知CF的向量可以表示為： FC = 5400[COS（180-45）+Sin（180-45）] = 5400（COS135+Sin135） 由前面的章節(jié)計(jì)算結(jié)果知：∠ZFC = 24.5，并初選DF = 3000mm。 在△DEF中 ∠DEF = 90 COS∠EFD = EF/DF = 940/3000 解得∠EFD = 72 在矩形CDEF中 ∠EFC = ∠ZFC+∠DFZ+∠EFD= 106.5 ∠EFQ在

45、前面已經(jīng)初定為150 FV = 4500（COS122.5+Sin122.5） OV = OC + CF + FV則XV=1542mm F Pd N H Q K W1 W2 G3 HK-連桿 HN-搖臂 N-搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn) Q-斗桿與鏟斗的鉸接點(diǎn) 圖5.2 鏟斗受力分析簡(jiǎn)圖 由（3.15）式可i= 0.336 則可得此時(shí)鏟斗的理論挖掘力： F0D =F D i = 2.98×105×0.336=1.0×105N 初選該工況下鏟斗重心到鉸點(diǎn)Q的水平距離r2′= l3 COS（-122

46、）/2=274mm 取鏟斗為研究對(duì)象，如圖5.2所示，并對(duì)Q點(diǎn)取矩，則有 ∑MQ = 0 （F0D- W1）l3 –G3 r2′= 0 W1 = 105 N 工作裝置所受重力對(duì)C點(diǎn)取矩有 ∑MC（Gi）= G1×X1 +（G2 +G5）×X2 + G3×X3+G4×0.7XF+ G6×X2= 0.76×105N W1到C點(diǎn)的距離 r0 = l2 + l3–CFCOS∠CFV= 3280mm W2到C點(diǎn)的距離 r1 = CFSin∠CFV = 5400×Sin103.5 = 5249mm 法向阻力W2決定于動(dòng)臂油缸的閉鎖力F1′，取整個(gè)工作裝置為研究對(duì)象， 則有∑

47、MC = 0 F1′ e1+ ∑MC（Gi）- W1 r0 - W2 r1 = 0 則有∑MC = 0 得 W2= 0.32×105 N 斗桿有油缸作用力P2g′的求解： FQ向量在X軸上的模值： XFN = FQ COS-122 = 3000×0.53 = 1590mm 如圖5.1所示，取斗桿（帶斗和連桿機(jī)構(gòu)）為研究對(duì)象，則有： ∑MC = 0 P2g′×EF- W1 （l2+l3）- G3（XFN +r2′）- G2XFN /2 = 0 P2g′= 5.04×105N 而此時(shí)的

48、斗桿閉鎖力P2′= 34.3×π×（70）2= 5.28×105N，略大于P2g′，說明閉鎖力足夠。 橫向挖掘力WK由回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的制動(dòng)器所承受，即WK的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺(tái)的制動(dòng)力矩。故要先計(jì)算出制動(dòng)力矩。 地面附著力矩Mφ：Mφ = 5000×φ×G4/3（其中φ = 0.5）= 1.32×105N G RN P3 N H X2 K Q Y2 Rk NH-搖臂 HK-連桿 G3-鏟斗油缸的推力 RK–連桿的作用力 RN–搖臂的作用力 圖5.3 連桿機(jī)構(gòu)計(jì)算簡(jiǎn)圖 在所設(shè)計(jì)的液壓挖掘機(jī)中采用的是液壓制動(dòng)，由經(jīng)

49、驗(yàn)公式可求得回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的最大制動(dòng)力矩MB：MB= 0.6×Mφ=0.79×105N WK= MB / XV = 0.79×105/1.432 = 0.55×105N 取連桿機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象，如圖5.3所示，則有： ∑X2 = 0P3COS∠GHX2-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2 = 0 ∑Y2 = 0P3Sin∠GHX2-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2 = 0 得: RN= -0.51×105 N ； Rk =3.3×105 N 如圖5.2所示，取整個(gè)鏟斗為研究對(duì)象，以V點(diǎn)為新坐標(biāo)的原點(diǎn)，VK為X3軸，過V點(diǎn)與VK垂直的直線為Y3，建立X3O3Y3坐

50、標(biāo)，則有： ∑X3 = 0W2 -RQx -Rk COS∠11.5= 0 RQx = -2.91×105N ∑Y3 = 0 RQy +W1- Rk Sin∠11.5= 0 RQy = -0.34×105 N ∑MQY3 = 0 MQy -WK l3- W2 b/2= 0 MQy= 105 Nm ∑MQX3 = 0 MQx–W1b/2= 0 MQx = W1b/2=0.5 3×105 Nm N點(diǎn)作用力與作用力矩RNx 、RNy的求解： 取曲柄和連桿為研究對(duì)象，如圖5.4所示，則有： HK K RNx RNy F

51、3 Rk N H-搖臂 HK-連桿 F3-鏟斗油缸的推力 RK–連桿的作用力 RX–搖臂的作用力沿HK連線上的分力 RY–搖臂的作用力沿HK連線垂直方向上的分力 圖5.4 曲柄和連桿受力圖 ∑X2 = 0 RNX + Rk COS∠11.5- F3 = 0 RNX = 0.27×105 N RNy = RNX tan∠FNH = 0.27×105×tan∠57.5=0.43×105 N 2.第二工況位置的受力分析 在這個(gè)工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最

52、大。具體簡(jiǎn)圖如圖5-5所示。取工作裝置為研究對(duì)象，如圖5-5所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2。 同第一工況的分析一樣，可以得到以下向量： FC = 5400（COS163+Sin163°) FV = 4550（COS-93.5+Sin-93.5°） 0V = OC + CF + FV 則 XV = 4971mm 同理也可以求得在該工況下作用在斗桿和鏟斗上的力，其分別為： W1= 1×105N W2= 0.48×105N Rk2 = 3.3×105N

53、 WN2= -0.5×105N RQx=-2.75×105N RQy= -0.34×105N MQx= 0.5×105Nm MQy = 0.24×105Nm 5.1.2 結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算 由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和力均要比第一工況中要小，故用第一工況進(jìn)行計(jì)算，而用第二截面校核。 由前面的受力分析知，在通過F點(diǎn)且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應(yīng)力最大，是危險(xiǎn)截面。故首先要對(duì)該截面進(jìn)行計(jì)算，然后以此為基礎(chǔ)再求解其它尺寸。 斗桿寬度、鋼板厚度、許用應(yīng)力的選取: 由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和其它同斗容機(jī)型的測(cè)繪，處取斗桿的寬

54、度。 挖掘機(jī)所用鋼板的厚度在我國一般為，初選底板厚度m=14mm,n=12mm如圖5.5所示。 在挖掘機(jī)中選用的結(jié)構(gòu)鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機(jī)械性能。其屈服極限。在斗桿中取安全系數(shù)，則斗桿的許用安全應(yīng)力為： NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖5.5 第二工況下工作裝置計(jì)算簡(jiǎn)圖 5.2 鏟斗的設(shè)計(jì) 5.2.1 鏟斗斗形尺寸的設(shè)計(jì) 反鏟的鏟斗的斗形與尺寸，有較常用的經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)公式，用

55、戶可以根據(jù)實(shí)際需要進(jìn)行配制。由經(jīng)驗(yàn)公式初選： 則下底板的斗形方程為： 上頂板的斗形方程為： 同理計(jì)算出鏟斗拋物線部分的方程為： 5.2.2 鏟斗斗齒的結(jié)構(gòu)計(jì)算 鏟斗的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)按最大彎矩進(jìn)行設(shè)計(jì),由力學(xué)分析知在與鏟斗斗體連接處的彎矩最大,如圖5.6所示，由公式5.1有: (5.1) a : 斗齒厚度 b : 斗齒寬度 : 挖掘阻力 r : 斗齒尖到斗體的距離t : 鏟斗的厚度 : 斗齒的許用應(yīng)力 代入值解得a=110 mm a:斗齒厚度:挖掘阻力r:斗齒尖到斗體的距離t:鏟斗的厚度 圖5.6斗齒計(jì)算簡(jiǎn)圖 5.

56、3 銷軸與襯套的設(shè)計(jì) 5.3.1 銷軸的設(shè)計(jì) 由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應(yīng)力強(qiáng)度作為銷軸的基本尺寸的設(shè)計(jì)，抗壓強(qiáng)度與抗彎強(qiáng)度用于校核用。 由有[1]： （5.2） 在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，應(yīng)以所有工況中銷軸所受到的剪應(yīng)力最大值對(duì)銷軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。 在本設(shè)計(jì)中，銷軸所選用的材料為40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機(jī)械性能。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇。代入式5.2有： 動(dòng)臂各銷軸的尺寸： 斗桿各銷軸的尺寸： 5.3.2 襯套的設(shè)計(jì) 為使襯套耐磨、減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金 襯套的厚度選擇為5mm，與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配

57、合，則各銷軸的尺寸為：動(dòng)臂各襯套的尺寸： 斗桿各襯套的尺寸： 至此，已對(duì)液壓挖掘機(jī)的主要工作裝置結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核。 結(jié) 論 本論文以挖掘機(jī)反鏟裝置為研究對(duì)象，從反鏟裝置的工作特點(diǎn)開始，介紹了工作裝置的主要部件：動(dòng)臂、斗桿、連桿機(jī)構(gòu)、鏟斗并對(duì)其進(jìn)行了詳細(xì)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。并在運(yùn)動(dòng)學(xué)分析的基礎(chǔ)上，對(duì)反鏟裝置各機(jī)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了分析計(jì)算。討論了復(fù)合挖掘方式下限制挖掘力發(fā)揮的各種情況，并對(duì)該工況下機(jī)構(gòu)鉸接點(diǎn)進(jìn)行了鉸點(diǎn)力的分析計(jì)算。本文主要工作和研究結(jié)論如下： 1、首先對(duì)反鏟裝置進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，建立了動(dòng)臂、斗桿和鏟斗轉(zhuǎn)角圍與對(duì)應(yīng)液壓缸的關(guān)系式與各關(guān)鍵點(diǎn)的坐標(biāo)描述，通過對(duì)整機(jī)作業(yè)圍的分析，建立了

58、反鏟裝置特殊工作位置的數(shù)學(xué)表達(dá)式。 2、通過鏟斗參數(shù)的計(jì)算，確定了鏟斗結(jié)構(gòu)形式與尺寸；通過動(dòng)臂機(jī)構(gòu)、斗桿機(jī)構(gòu)與鏟斗機(jī)構(gòu)的參數(shù)計(jì)算確定了各機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，為下步的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了數(shù)據(jù)支撐。 3、 用比例法和經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算選擇出工作裝置各部分的基本尺寸。取q=0.9m3查表得平均斗寬b=1040mm，可計(jì)算出挖掘半徑RD=1450mm。 4、確定斗桿油缸的最大作用力臂，由已知數(shù)據(jù)可得油缸最大作用力臂l8為2995mm。 5、由最大挖掘高度和最大卸載高度可計(jì)算鏟斗轉(zhuǎn)角圍0-165度，轉(zhuǎn)角太大會(huì)使斗齒挖掘力降低。 6、對(duì)銷軸和襯套進(jìn)行了材料的選擇和尺寸的計(jì)算，由于銷軸與襯套的配合間隙小，故以剪應(yīng)

59、力強(qiáng)度作為銷軸的基本尺寸設(shè)計(jì)，抗壓強(qiáng)度與抗彎強(qiáng)度用于校核。 挖掘機(jī)工作裝置是挖掘機(jī)的核心部分，其結(jié)構(gòu)的力學(xué)分析和計(jì)算較復(fù)雜，難度也較大，而作者本身的設(shè)計(jì)知識(shí)也十分有限，不足之處還望各位老師、同學(xué)指正，以使設(shè)計(jì)不斷完善。 致 本文的設(shè)計(jì)工作是在老師的精心指導(dǎo)和悉心關(guān)懷下完成的，在論文選題、總體方案的制定，具體研究方法與技術(shù)路線的設(shè)計(jì)以與論文的開展和撰寫過程中，得到了老師的大力支持和耐心細(xì)致的指導(dǎo)。老師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，孜孜不倦、開拓進(jìn)取的工作作風(fēng)，使我受益終身。在我的學(xué)業(yè)和論文的設(shè)計(jì)工作中無不傾注著導(dǎo)師辛勤的汗水和關(guān)心。從尊敬的老師身上，我不僅學(xué)到了扎實(shí)、寬廣的專業(yè)知識(shí)，也學(xué)

60、到了做人的道理。在此我要向老師致以最衷心的感和深深的敬意。 在此 感機(jī)電工程系所有無私傳授知識(shí)的老師。 感各位同學(xué)的幫助和支持。 參考文獻(xiàn) [1]同濟(jì)大學(xué)主編.單斗液壓挖掘機(jī)[M].，1986 [2]工程機(jī)械研究所主編.單斗液壓挖掘機(jī)[M].，1977 [3]珊珊.挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的分析與研究[D].:同濟(jì)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，2005 [4]鐵.液壓挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)原理與使用[M].石油大學(xué)，2002 [5]一岳，高衡.土方工程機(jī)械工作裝置發(fā)展前景[J].國外工程機(jī)械，1992. 5: 29-32 [6]黃宗益，葉偉，興華.液壓挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)概述[J].建筑機(jī)械化，2

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