噸液壓挖掘機挖掘工作裝置設計.doc

5.0噸液壓挖掘機工作裝置設計 5.0噸液壓挖掘機挖掘工作裝置設計 摘要挖掘機是工程機械的一種主要類型，是土石開挖的主要機械設備，包括有各種類型與功能的挖掘機。液壓挖掘機是一種用途廣泛的土石方施工機械，被大量應用于道路工程、礦山采掘、水利建設和農(nóng)田開發(fā)的施工作業(yè)當中。在這種國內(nèi)外挖掘機發(fā)展的大情形下，我們進行挖掘機工作裝置的合理性分析是有必要的，這有利于國內(nèi)挖掘機行業(yè)的發(fā)展，為我國發(fā)挖掘機行業(yè)在國際競爭中立于不敗之地打好基礎。工作裝置是液壓挖掘機的主要組成部分之一。因用途不同，工作裝置的種類繁多，以滿足不同的作業(yè)要求，例如：正鏟，反鏟，牽引繩，鶴式，塔式等。在上述工作裝置中，反鏟挖掘機應用最為廣泛，因此合理設計工作裝置具有十分重要的意義。 本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、連桿機構組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內(nèi)容包括以下五部分: 挖機工作裝置的總體設計； 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析；工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證；工作裝置主要部件的結構設計。最后在幾種姿態(tài)下，提出施工操作結構改進時應注意的一些問題。通過靜強度與動強度分析，得出了工作裝置在靜載荷下結構是安全的。關鍵詞：挖掘機，動臂，斗桿 ，鏟斗THE HYDRAULIC EXCAVATOR OF 5 TONS WORKING DEVICE STRUCTURE DESIGNABSTRACTThe excavator is the project machinery one kind of predominant type, is main mechanical device which the earth stone excavates, embody each kind of type and function excavator. Each kind of type excavator widespread application in industry and civil construction, transportation, water conservation electric power project, agricultural transformation, mine purchase as well as modernization military engineering and so on in mechanized construction.In case the domestic excavator development, rationality analysis we excavator working device is necessary, This is conducive to the development of domestic excavator industry, as Chinas Excavator Industry in international competition remain invincible to lay a good foundation.The working device is one of the main parts in hydraulic excavator. Due to the use of different types of work, for many, to satisfy the different requirements of operating, for example: shovel, hoe, a traction rope, crane, tower etc. In the above work device, backhoe excavator is most widely used, so the rational design of work device has a very important significance.This paper mainly carries on the design to the excavator working device is composed of a movable arm, bucket, bucket rod, connecting rod mechanism. Specific content includes the following five parts: The overall design of excavator working device of excavator working device; analysis of kinematics of the detailed calculation and verification; basic dimensions of each part of the working device; structural design of the main components of working device. Finally, then under the several poses, we give some advise on operating and framework improving of the excavator. After the analysis of static and dynamic strength, we get the working devices construction is safe on the static loading.Key Word: Excavator, movable arm, dipper, bucket 目錄1緒論11.1課題背景及意義61.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀21.3挖掘機的技術發(fā)展趨勢2總體方案設計錯誤！未定義書簽。2.1 工作裝置構成92.2 動臂及斗桿的結構形式112.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置122. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式62.5 鏟斗的結構選擇132.6 原始幾何參數(shù)的確定錯誤！未定義書簽。3 工作裝置運動學分析83.1 動臂運動分析83.2 斗桿的運動分析93. 3 鏟斗的運動分析104基本尺寸的確定134.1 斗形參數(shù)的確定134.2 動臂機構參數(shù)的選擇134.2.1 1與A點坐標的選取134.2.2 l1與l2的選擇144.2.3 l41與l42的計算144.2.4 l5的計算144.3 動臂機構基本參數(shù)的校核164.3.1 動臂機構閉鎖力的校核164.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核184.3.3 滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核194.4 斗桿機構基本參數(shù)的選擇194.5 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇204.5.1 轉角范圍204.5.2 鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算215工作裝置結構設計235.1斗桿的結構設計235.1.1 斗桿的受力分析235.1.2 結構尺寸的計算305.2動臂結構設計325.2.1第一工況位置325.2.2 第二工況位置365.2.3內(nèi)力和彎矩的求解395.3 鏟斗的設計45 5.3.1鏟斗斗形尺寸的設計45 5.3.1鏟斗斗齒的結構計算.456 總結47參考文獻48致謝49附件A 開題報告附件B 外文翻譯1緒論 1.1課題背景及意義國家將機械行業(yè)“十五”發(fā)展規(guī)劃的目標確定為：提高產(chǎn)品技術水平和成套能力，提高生產(chǎn)技術水平和裝備現(xiàn)代化，提高集約化生產(chǎn)程度和管理水平，提高經(jīng)濟運行質量和經(jīng)濟效益，使之盡快成為能滿足國民經(jīng)濟發(fā)展要求，并具有參與國際競爭能力的行業(yè)。液壓挖掘機是一種用途廣泛的土石方施工機械，被大量應用于道路工程、礦山采掘、水利建設和農(nóng)田開發(fā)的施工作業(yè)當中。在這種國內(nèi)外挖掘機發(fā)展的大情形下，我們進行挖掘機工作裝置的合理性分析是有必要的，這有利于國內(nèi)挖掘機行業(yè)的發(fā)展，為我國發(fā)挖掘機行業(yè)在國際競爭中立于不敗之地打好基礎。反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內(nèi)外對其運動分析、機構和結構參數(shù)優(yōu)化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經(jīng)趨于成熟。但目前國內(nèi)挖掘機制造企業(yè)多采用類比法進行工作裝置設計，工程應用中常出現(xiàn)動臂或斗桿開裂失效、挖掘區(qū)域不合理貨機體干涉以及工作裝置鉸點銷軸早期斷裂等故障。而關于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關文獻也很多，這些文獻從不同側面對工作裝置的設計進行了論述。本文作者的設計知識水平還只是一處于學習的初級階段，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計在流程上有一些大體的認識，對于計算的熟練，技術規(guī)范的掌握，并鞏固所學的知識以此來提高設計的能力。 1.2國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀（1）我國的挖掘機生產(chǎn)起步較晚，大體上經(jīng)歷了測繪仿制、自主研制開發(fā)和發(fā)展提高等三個階段。改革開放以來，積極引進、消化、吸收國外先進技術，以促進我國挖掘機行業(yè)的發(fā)展。通過數(shù)年引進技術的消化、吸收、移植，使國產(chǎn)液壓挖掘機產(chǎn)品性能指標全面提高到20世紀80年代的國際水平，產(chǎn)量也逐年提高。（2）雖說國內(nèi)品牌挖機在這些年的增長速度很快，但從國內(nèi)品牌市場占有率來看主要還是以小挖為主，而中大型挖機特別是大挖只是占其中的很小一部分。在20t及以上機型挖掘機所包攬的超過60的份額里，國內(nèi)品牌所占比例最高的年份也僅為10。（3）由于國內(nèi)對液壓挖掘機需求量的不斷增加且多樣化，在國有大、中型企業(yè)產(chǎn)品結構的調(diào)整，牽動了一些其他機械行業(yè)的制造廠加入液壓挖掘機行業(yè)。有關業(yè)內(nèi)人士指出，我國單斗液壓挖掘機應向全液壓方向發(fā)展；斗容量宜控制在0.1-15 m3；而對于大型及多斗挖掘機，由于液壓元件的制造、裝配精度要求高，施工現(xiàn)場維修條件差等，則仍以機械式為主。應著手研究、運用電液控制技術，以實現(xiàn)液壓挖掘機操縱的自動化。1.3挖掘機的技術發(fā)展趨勢當前，國際上挖掘機的生產(chǎn)正向大型化、微型化、多能化和專用化的方向發(fā)展。國外挖掘機行業(yè)重視采用新技術、新工藝、新結構和新材料，加快了向標準化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經(jīng)形成了挖掘機的系列化生產(chǎn)，近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品，引進了國外的一些先進的生產(chǎn)率較高的挖掘機型號。由于使用性能、技術指標和經(jīng)濟指標上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機。目前，單斗液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能;應用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標準化、模塊化發(fā)展，以提高零部件、配件的可靠性，從而保證整機的可靠性;電子計算機監(jiān)測與控制，實現(xiàn)機電一體化;提高機械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機維修時間，提高適應能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機有以下的趨勢： （1）開發(fā)多品種、多功能、高質量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農(nóng)田建設的需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅在0.01m。另外，數(shù)量最的的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤等，以滿足各種施工的需要。與此同時，發(fā)展專門用途的特種挖掘機，如低比壓、低嗓聲、水下專用和水陸兩用挖掘機等。 （2）迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區(qū)或水下作業(yè)采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結合，實現(xiàn)了挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機的全液壓化為其奠定了基礎和創(chuàng)造了良好的前提。 3）重視采用新技術、新工藝、新結構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。例如，德國阿特拉斯公司生產(chǎn)的挖掘機裝有新型的發(fā)動機轉速調(diào)節(jié)裝置，使挖掘機按最適合其作業(yè)要求的速度來工作。還安裝了CAPS（計算機輔助功率系統(tǒng)），提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能。 4）更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設計理論和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優(yōu)化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產(chǎn)品的優(yōu)質高效率和競爭力。5）加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調(diào)節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。 6）進一步改進液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)轉變的明顯趨勢。因為變量系統(tǒng)在油泵工作過程中，壓力減小時和增大流量來襝，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機可經(jīng)常性地充分利用油泵的最大功率。7）迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。隨著對挖掘機的工作效率、節(jié)能環(huán)保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了機電一體化在挖掘機上的應用，并使其各種性能有了質的飛躍。目前先進的挖掘機上設有發(fā)動機自動怠速及油門控制系統(tǒng)、功率優(yōu)化系統(tǒng)、工作模式控制系統(tǒng)、監(jiān)控系統(tǒng)等電控系統(tǒng)。2總體結構方案設計2.1 工作裝置構成液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理，各部分的運動通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)。臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂鋼的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿鋼使斗桿繞動臂的上鉸點轉動；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轉動。挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)2。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。挖掘機工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結構，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，可以對工作裝置進行適當簡化處理3。則可知單斗液壓挖掘機的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機構組成的具有三自由度的六桿機構，處理的具體簡圖如2-2所示。進一步簡化得圖如2-3所示。1-鏟斗；2-斗齒；3-連桿； 4-搖桿； 5-鏟斗油缸； 6-斗桿；7-動臂；8-動臂油缸； 9-斗桿油缸圖2 工作裝置結構簡圖圖3 工作裝置結構簡化圖總之，液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度，鏟斗可實現(xiàn)有限的平面轉動，加上液壓馬達驅動回轉運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走馬達驅動行走（移位）使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖掘作業(yè)的要求。2.2 動臂及斗桿的結構形式整體式動臂的優(yōu)點是結構簡單，輕巧，質量輕而剛度大。其缺點是更換的工作裝置少，通用性較差。多用于長期作業(yè)條件相似的挖掘機上。整體式動臂又可分為直動臂和彎動臂兩種。其中的直動臂結構簡單、質量輕、制造方便，主要用于懸掛式液壓挖掘機，但它不能使挖掘機獲得較大的挖掘深度，不適用于通用挖掘機；彎動臂是目前應用最廣泛的結構型式，與同長度的直動臂相比，可以使挖掘機有較大的挖掘深度，但降低了卸土高度，這正符合挖掘機反鏟作業(yè)的要求。經(jīng)比較，選擇整體彎動臂。圖4 整體直動臂 圖5 整體彎動臂斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。2.3 動臂油缸和斗桿油缸的布置方案動臂油缸一般布置在動臂的前下方，有兩種具體布置方式，油缸前傾布置方案，即當動臂油缸全伸出，將動臂舉伸至上極限位置時，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜；油缸后傾布置方案，即當動臂油缸全伸出，將動臂舉伸至上極限位置時，動臂油缸軸線向轉臺后方傾斜，兩種方案中，在動臂油缸作用力相同時，后傾方案能得到較大的動臂作用力矩,因此，本次設計采用油缸后傾布置方案。動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉臺的鉸點）設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面3，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結構如圖2-4所示。 1-動臂； 2=動臂油缸 圖6 動臂油缸鉸接示意圖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相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。2 1-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗圖7 鏟斗連接布置示意圖2.5 鏟斗的結構特點鏟斗結構形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求： (1)有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)壁不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運動規(guī)律。 (2)物料易于卸凈，縮短卸載時間，并提高鏟斗有效容積。(3)為使裝進鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。(4)裝設斗齒，以增大鏟斗對挖掘物料的線比壓，斗齒及斗形參數(shù)具有較小的單位切削阻力，便于切入及破碎土壤。斗齒應耐磨、易于更換。鏟斗的斗齒采用裝配式，國產(chǎn)挖機其形式有螺栓連接式和橡膠卡銷式，如圖所示。斗容量小于或等于0.6立方米時多采用前者，斗容量q大于或等于0.6立方米時多采用后者。挖粘性軟土的斗齒一般比較細長，挖硬土巖石的斗齒為粗短。a) 螺栓連接方式；b)橡膠卡銷連接方式1-卡銷；2-橡膠卡銷；3-齒座；4-斗齒圖8 斗齒安裝結構示意圖本次設計的標準鏟斗容量為0.18立方米故選擇螺栓連接安裝形式（a）。綜上考慮，選用小中型挖掘機常用的鏟斗結構，斗齒狀況為三個齒，基本結構如圖所示。圖9 鏟斗2.6設計基本參數(shù)以及設計作業(yè)范圍基本參數(shù)為：整機重量4.91T，斗容量0.18 m3，鏟斗挖掘力30.3kN，斗桿挖掘力26.7kN，最大牽引力37.7kN。設計作業(yè)范圍：最大挖掘半徑5884mm，最大挖掘高度5365mm，最大卸載高度3792mm ，最大挖掘深度3582mm。2.7 原始幾何參數(shù)的確定（1）動臂與斗桿的長度比K1由于所設計的挖機適用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.52.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。（2） 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)的工作壓力和“三化“要求。初選動臂油缸內(nèi)徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內(nèi)徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程L1=1000mm，斗桿油缸行程L2=1450mm，鏟斗油缸行程L3=1250mm。并按經(jīng)驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：1=2=3=1.6。 3 工作裝置運動學分析3.1 動臂運動分析動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點.圖10 動臂擺角范圍計算簡圖1是L1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻也都是L1的函數(shù)。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。則有：在三角形ABC中：L12 = l72+l52-2l7l5 COS11 = COS-1（l72+l52- L12）/2l7l5 在三角形BCF中：L222 = l72+l12-2COS20l7l120 = COS-1（l72+ l12- L222）/2l7l1 由圖3-3所示的幾何關系，可得到21的表達式：21 =20+11-1 當F點在水平線CU之下時21為負，否則為正。F點的坐標為 XF = l30+l1cos21 YF = l30+l1Sin21 C點的坐標為 XC = XA+l5COS11 = l30 YC=YA+l5Sin11 動臂油缸的力臂e1 = l5SinCAB 顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。這時L1 = Sqr（l72-l52）= l5 Sqr（2-1）1 = cos-11/ 3.2 斗桿的運動分析斗桿的位置參數(shù)是L1和L2的函數(shù)。這里暫時先討論斗桿相對于動臂的運動，也即只考慮L的影響。斗桿機構與動臂機構性質類似，它們都是四桿機構，但連桿比例不同。如下圖所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F(xiàn)點為動臂與斗桿的鉸點，E點為斗桿油缸與斗桿的鉸點。D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點；E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； 斗桿擺角.圖11 斗桿機構擺角計算簡圖其中D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點；E油缸與斗桿的鉸點； 斗桿擺角.當斗桿油缸全伸時，取得：當斗桿油缸全縮時，取得： 擺角 斗桿的作用力臂e2: 斗桿油缸最大作用力臂，取得：3. 3 鏟斗的運動分析鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運動，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F(xiàn)點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點1。(1)鏟斗連桿機構傳動比i利用圖10，可以知道求得以下的參數(shù)：在三角形HGN中 22 = HNG = COS-1（l152+l142-L32）/2l15l1430 = HGN = COS-1（L32+ l152- l142）/2L3l1432 = HNG = - MNG - MGN = -22-30 在三角形HNQ中L272 = l132 + l212 + 2COS23l13l21NHQ = COS-1（l212+l142- L272）/2l21l14 在三角形QHK中27 = QHK= COS-1（l292+l272-L242）/2l29l27 在四邊形KHQN中NHK=NHQ+QHK 鏟斗油缸對N點的作用力臂r1r1 = l13Sin32 連桿HK對N點的作用力臂r2r2 = l13Sin NHK 而由r3 = l24，r4 = l3 有3連桿機構的總傳動比i = （r1r3）/（r2r4） 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L2的函數(shù)，用L2min代入可得初傳動比i0，L2max代入可得終傳動比iz。(2) 鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉角為 3 =7+24+26+10 其中，在三角形NFQ中7 = NQF= COS-1（l212+l22- l162）/2l21l2 10暫時未定，其在后面的設計中可以得到。當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉角3max和3min，于是得鏟斗的瞬間轉角:3 = 3-3min 鏟斗的擺角范圍: 3 = 3max-3min 圖12 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖3.4 特殊工作位置計算3.4.1 最大挖掘半徑R1圖13 最大挖掘半徑計算簡圖 其中C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖 如圖11所示，當斗桿油缸全縮時，F(xiàn)、 Q.、V三點共線，且斗齒尖v和鉸點C在同一水平線上，即YC= YV，得到最大挖掘半徑R1為:R1=XC+ 3.4.2 最大挖掘深度H1max圖14 最大挖掘深度計算簡圖其中NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖.如圖12示，當動臂全縮時，F(xiàn), Q, V三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: -H1max = YVmin = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 =YC+l1Sin(1min-2-11)l2l3 3.4.3最大卸載高度H3max圖15 最大卸載高度計算簡圖如圖13所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為: 3.4.4 最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點旋轉直到鏟斗油缸全縮為止，如下圖所示：圖16 最大挖掘高度計算簡圖4基本尺寸的確定4.1 斗形參數(shù)的確定斗容q,平均斗寬B，挖掘半徑R和轉斗挖掘裝滿角度是鏟斗的四個主要參數(shù)。他們間的關系2,5為： 一般土壤松散系數(shù)=1.25，因為我國標準斗容指堆尖容量，所以裝滿系數(shù)不再考慮。斗容量q：設計主參數(shù)已經(jīng)給出q=0.18立方米平均斗寬B：查文獻5的P75表-以及文獻2的P28的公式3-11即B=（1.01.4），取B=0.7m。挖掘裝滿角度：根據(jù)文獻5的P75及文獻2的P28取2=90故由前面公式計算得到R= 0.72m，從而l3=R=720mm。4.2 動臂機構參數(shù)的選擇4.2.1 1與A點坐標的選取11的取值對特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大11會使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求1，初選11 = 62。參考文獻5的P76取動臂彎角1 = 120，動臂轉折處的長度比k3 = 1.2（k3 = L42/L41），參考文獻5的P72取k1=1.8.A點由底盤和轉臺結構決定，初選：XA =850 mm, YA = 800mm 圖17 外形尺寸簡圖4.2.2 l1與l2的選擇由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑R1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離R1、已初步選定的l3和k1，結合經(jīng)驗公式有：l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （5884-720）/（1+1.8）= 1844mm則l1 = k1l2 = 1.8 1798 = 3319mm4.2.3 l41與l42的計算l42 = k3l41 = 1.21696 = 2035 mm3 9= ZFC = COS-1（l422+l12l412）/2l1l42 = 274.2.4 l5的計算由經(jīng)驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.411的取值對特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大11會使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選11 = 62。斗桿油缸全縮時，CFQ =32 8最大，依經(jīng)驗統(tǒng)計和便于計算，初選（32 8）max = 160 。由于采用動臂單液壓缸初取BCZ = 8如圖2，在三角形CZF中：ZCF= -1-39 = 180-120-27 =33a2=BCF=3=ZCF-ZCB =33-8 =25由前面的計算有H3max= Yc+l1Sin（1max-2-11）+l2 Sin（1max+32 max -11-2-） l3 -H1max =YC+L1Sin21minl2l3 = Yc+l1Sin(1min-2-11)l2l3 兩式相減，并令 A =2+11=25+62=87,B = A -32 max 87-160=-73，得H1max + H3max l1 Sin（1max-A）-Sin（1min-A） -l2 1-Sin（1max - B）=0 又特性參數(shù)k4 = Sin1max/ 1Sin1min 則有 Sin1min = Sin1max/ 1 k4 =Sin1max/0.65 將數(shù)值帶入可得： 3792+3582-3319Sin（1max-87）+ Sin（87 -1min） + 1798 Sin（1max +73） = 0聯(lián)立以上方程，解方程解得： 1max = 154，1min = 43.3 由上式有H1max = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11- YA l5 = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- YA - H1max / Sin11 = 1844+720 +3319Sin（62-43.3+25）- 800- 3792/ Sin62 = 345mm而1min與1max需要滿足以下條件1min=COS-1（2+1-2）/2 1max= COS-1（2+1-122）/2 將1max 、1min 的值代入以上公式中得： = 2.26 = 3.25而+ 1= 3.26 （1 + ）/ = 4.25/2.26 =1.88 1 （1= 1.6）、滿足以上公式兩個經(jīng)驗條件，說明、的取值是可行的。則l7 = l5 = 3.25 345 = 1121mm L1min =l5 = 2.26 345 =780mmL1max =1 L1min = 1.6780 = 1248mm 初取DFZ=5。至此，動臂機構的各主要基本參數(shù)已初步確定。4.3斗桿機構基本參數(shù)的選擇圖17 斗桿機構基本參數(shù)計算簡圖其中D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；F:動臂的上鉸點；2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.由給定的參數(shù)知，斗桿挖掘力PGmax=26.7kN 設斗桿油缸的油壓為18MPa，缸徑為110mm，則斗桿油缸的工作推力N取整個斗桿為研究對象，根據(jù)文獻5的P86可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 26.7103 （1844+720）/170973=414mm又文獻5的P86知斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關系:e20/e2max = l9COS(2max/2)/l9 = COS (2max/2) 由上式知, 2max越大,則e20越小,平均挖掘力也就越小.故初取2max = 120。如上圖取e20=e2z則由幾何關系有:L2min = 2l9Sin (2max/2)/(2-1) = 2414Sin 60/(1.7-1) = 1024mmL2max = L2min + 2l9Sin (2max/2) = 1024+2414Sin 60 = 1741mm在三角形DEF中，由余弦定理得當斗桿油缸力臂最大時，DEF=90，此時 =+ 2max =21.5+120=141.5 當斗桿油缸全縮時，EFD取最小值等于=21.5，CFQ取最大值等于160，由前面知ZFC=27，DFZ=5，故EFQ=360 - - EFQ - ZFC-DFZ=146.5根據(jù)文獻5的P87知EFQ一般在130170之間，知EFQ滿足設計要求。4.4 鏟斗機構基本參數(shù)的選擇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；G：鏟斗油缸的下鉸點；N：搖臂與斗桿的鉸接點；K：鏟斗的上鉸點；Q：鏟斗的下鉸點.圖18 鏟斗機構計算簡圖鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂24太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度，一般取特性參數(shù)k2 = 0.30.385，本次設計取0.31, l24 = KQ = k2 l3 = 0.31850 = 264mm一般選10 = KQV =951155，本次設計取其等于105。連桿機構各個參數(shù)必須滿足以下要求：1.鏟斗的轉角范圍鏟斗在挖掘過程中的轉角大致為901105，為了要滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，鏟斗的總轉角往往要達到1401802,5，本次取155。如上圖，當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10，常取15252，本次取15，故當鏟斗油缸全伸時，NQV=180+20-155=45，滿足要求.2.鏟斗機構的載荷分析 鏟斗從位到位置時,鏟斗油缸作用力臂最大,這時能得到最大斗齒挖掘力,目前一般取位置到位置的轉角為305023.從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求a.必須保證鏟斗六連桿機構在全行程中任一瞬時都不會被破壞,即保證GFN、GHN、HNQK在任意行程下都不被破壞。5b.液壓缸全伸和全縮長度之比應在允許的范圍內(nèi),對鏟斗機構取3=1.51.7. 5c.全行程中機構不應出現(xiàn)死點.5根據(jù)以上幾方面的要求,初步選取GFN=60, NQ=240mm,FN=l2 NQ=1798-240=1558, FG=450mm,在三角形GNF中,根據(jù)余弦定理得則 GN2 = FN2 + GF2 2COSGFNFNGF ， GN = 1389mm QK=290mm,HK=340mm,NH=370mm由此可知 NH+NQ QK+HK，即最短桿長度+最長桿長度其余兩桿長度之和，最短桿NQ為機架，HNQK為雙曲柄機構。L3max 與L3min 的確定鏟斗油缸全縮時如下圖所示：通過cad繪圖得到L3min=1079mm。當鏟斗油缸全伸時，如下圖所示：通過cad繪圖得到L3max=1692.97mm，得3=L3max /L3Mmin =1692.97/1079=1.6,滿足要求。 至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。