150型單斗液壓挖掘機工作裝置設計【含CAD圖紙、PROE三維】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 摘要 液壓挖掘機是工程機械的一種主要類型，廣泛應用在房屋建筑、筑路工程、水利建設、港口建設、國防工程等土石方施工和礦山采掘之中。反鏟液壓挖掘機是挖掘機械中最重要的機種之一，主要應用于挖掘停機面以下的土壤。液壓挖掘機反鏟裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要部分，其結構的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。 ①本文根據液壓挖掘機反鏟裝置的結構特點,工作原理以及對典型工況的分析，總結了挖掘機工作裝置性能要求和設計原則。②然后對其各主要構件進行了方案選擇，并確定各鉸點之間的距離，用CAD軟件繪出其連桿模型。③根據連桿模型并結合其他機械設計知識畫出工作裝置的二維圖紙，最后根據圖紙上的具體結構尺寸對工作裝置的主要部件進行校核。 關鍵詞: 液壓挖掘機；工作裝置；運動學分析；結構設計 ABSTRACT As one of important construction machinery and equipments，hydraulic excavator is widely used in earthwork construction and mine exploitation, such as in architecture, road engineering, water conservancy, port building, national defense project, underground．Backhoe Equipment of Hydraulic Excavator is one important device to perform many functions. The working performance and reliability of the whole machine is influenced by the rationality of its structure. ①Firstly， this paper, which is based on the structural features of hydraulic backhoe excavator、working principle and the analysis of typical conditions, summed up the excavator working equipment performance requirements and design principles. ②Secondly, selected the program and conduct the kinematic analysis of all the major components of working equipment，and determined the distance between the hinge points，and then used the CAD software to draw the link eodel ；③Thirdly，drew two-dimensional drawings of the work equipments；Finally, according to the drawings’ specific dimensions, check the main components of working device. Key words：hydraulic excavator；working equipment；kinematic analysis；structural design 目錄 第一章 緒 論 1 1.1課題的研究背景 1 1.2挖掘機械發(fā)展概況 1 1.3 本設計的主要內容 4 第二章 總體設計方案 5 2.1小型挖掘機工作裝置簡介 5 2.2工作裝置設計方案原則 6 第三章 挖掘機的工作裝置設計 7 3.1確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 7 3.1.1確定動臂的結構形式 7 3.1.2確定斗桿的結構形式 7 3.1.3確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構 8 3.2確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 10 3.2.1動臂油缸的布置 10 3.2.2斗桿油缸的布置 11 3.2.3鏟斗油缸的布置 11 3.3動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇 12 3.3.1反鏟裝置總體方案的選擇 12 3.3.2 尺寸估計 14 3.3.3機構自身幾何參數 15 3.3.4斗形參數的選擇 16 3.3.5 動臂機構參數的選擇 19 3.3.6斗桿機構參數的選擇 23 第四章 工作裝置的強度校核計算 26 4.1斗桿力學分析 26 4.1.1位置Ⅰ的計算 26 4.1.2位置Ⅱ的計算 29 4.1.3斗桿強度校核 31 4.2動臂力學分析 35 第五章 挖掘機工作裝置基于Pro-E的建模 38 第六章 結論 40 致 謝 41 參考文獻 42 1 第一章 緒 論 1.1課題的研究背景 挖掘機械是工程機械的一種主要類型，是土石方開挖的主要機械設備。各種類型的挖掘機已廣泛應用在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電力工程，農田改造、礦山采掘以及現代化軍事工程等的機械化施工中。據統(tǒng)計，工程施工中約有60%以上的土石方量，由挖掘機來完成。 為節(jié)省勞動力、減輕繁重體力勞動，提高勞動生產率、加快建設速度，保證工程質量和降低成本，采用機械化施工是一項有利措施。它對促進國民經濟的高速發(fā)展有很大的作用。 挖掘機械在工程機械發(fā)展中占有很大比重和重要地位，據統(tǒng)計約占工程機械總產的25%~50%，是重點發(fā)展的機械品種之一。尤其是中小型、通用的單斗挖掘機不僅可用于土石方的挖掘工作，而且通過工作裝置的更換，還可用于起重、裝載、抓取、打樁、鉆孔等多種作業(yè)。通用型挖掘機占挖掘機總數的90%以上，它在各種工程施工中廣泛使用，己成為不可缺少的重要機械設備。 1.2挖掘機械發(fā)展概況 工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本是斗容量3.5-40m3單斗液壓挖掘機的主要生產國，從20世紀80年代開始生產特大型挖掘機。例如，美國馬利昂公司生產的斗容量50-150m3剝離用挖掘機，斗容量132m3的步行式拉鏟挖掘機；B-E（布比賽路斯-伊利）公司生產的斗容量168.2m3的步行式拉鏟挖掘機，斗容量107m3的剝離用挖掘機等，是世界上目前最大的挖掘機。 (1)國外挖掘機的發(fā)展趨勢 從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。 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田建設的需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m3以下的微型挖掘機，最小的斗容量僅在0.01m3。另外，數量最的的中、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、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業(yè)架、鉸盤及拉鏟等，以滿足各種施工的需要。 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 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，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。 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，促進了產品的優(yōu)質高效率和競爭力。??? 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，安裝可調節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。 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。液壓技術在挖掘機上普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機的應用與推廣創(chuàng)造了條件。 迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。20世紀80年代，以微電子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現代化的重要標志。 (2) 國內研究情況及發(fā)展動態(tài) 早在1954年我國就已開始生產機械式挖掘機,當時的撫順重型機器廠(撫順挖掘機廠前身)引進前蘇聯(lián)的機械式挖掘機W10012和W5012等國際20世紀30－40年代的產品。由于國家經濟建設的需要,后又發(fā)展H10余家廠生產,到1966年12年全國共生產了機械式挖掘機3000余臺,后又延續(xù)生產到八十年代初。在80年代初引進德國系列液壓挖掘機制造技術（例如有德國Liebherr公司、Demag公司和O&P公司），浙江大學的馮培恩教授開始率先著手研究挖掘機機電一體化技術，首先實現挖掘機器人作業(yè)過程的分級規(guī)劃和局部自主控制。但是他們在任務規(guī)劃層面上只停留在仿真階段，還沒有提出顯著的實現方案。 20世紀90年代初國內幾家新進入挖掘機待業(yè)的企業(yè)以“技貿結合，合作生產”的方式聯(lián)合引進日本小松制作所的PC系列挖掘機制造技術，由于 中國建設事業(yè)的發(fā)展，市場的擴大，隨后不久在挖掘機生產領域出現了一個外資企業(yè)進入中國的浪潮。從1994、1995年開始，世界各工業(yè)發(fā)達國家的著名挖掘機制造企業(yè)先后在中國建立眾多的中外合資或外商獨資 挖掘機制造企業(yè)，生產世界一流水平的多種型號的挖掘機產品。截止至2001年年底，包括國有企業(yè)在內，中國境內生產液壓挖掘機的企業(yè)總數達20個左右，共生產挖掘機整機質量從1.3-45t，100余個不同型號和規(guī)格的產品。2000年全國生產各種型號、規(guī)格的液壓挖掘機8111臺，共銷售7926臺，其中包括出口119臺。2001年全生產12569臺，銷售12397臺，其中包括出口468臺。 面對目前這種發(fā)展狀況，國產挖掘機如何才能走出夾縫中求生存的困境?國產挖掘機究竟路在何方?業(yè)內人士認為，現在國內挖掘機生產企業(yè)真正缺乏的不是錢，面是技術以及為謀求技術進步所需要的耐心和決心。針對國產挖掘機機能質量，作業(yè)效率與可靠性均低的現狀，國內企業(yè)首先需要從組織結構調整入手，在國內聯(lián)合組建新一代國產液壓挖掘機企業(yè)集團，建立強有力的技術研發(fā)中心，從日本、德國等國家引進必要的先進軟硬件，以確保國產挖掘機擁有優(yōu)良的質量和性能，從而打開國產挖掘機的市場，進而促進國產挖掘機的大批量生產。在此基礎上，還要考慮以下幾點： ?國內挖掘機生產要不斷研究市場需求、開發(fā)新品和變型產品，以適應市場需要。前幾年大量投入使用的高速公路等基礎設施，越來越多地進入維修保養(yǎng)期，城市建設也從“大拆大建”逐漸向“精雕細刻”轉變，小型化的土方工程施工越來越多，因此小型挖掘機的需求量增加較快。關注國內市場的同時，生產商還應 ??挖掘機生產企業(yè)既要樹立為用戶服務的思想，也要具備相應的能力和條件，不斷學習國外的先進管理理念和手段，提升自身的服務水平和競爭能力，切實滿足挖掘機用戶的施工需求。這就要求挖掘機業(yè)務人員既精通業(yè)務知識，又要成為挖掘機用戶的好參謀；挖掘機服務人員不僅要為用戶服務好，同時還要協(xié)助客戶（尤其是那些缺乏經驗的客戶）做好設備管理、現場調度、安全檢查等工作；挖掘機出現故障要在最短的時間內修復，從而實現挖掘機企業(yè)與用戶在利益上的雙贏。 國內挖掘機生產商要不斷研究市場需求、開發(fā)新品和變型產品。開發(fā)新一代液壓挖掘機的變型產品（如焊接車、高原型等），針對市場和用戶的個性化要求，及時開發(fā)出國內外用戶所需要的各種機型和專用工作機具，擴大產品品種和數量，涉足一直靠國外進口的大型液壓挖掘機的市場，培育和培植市場增長點。與此同時，和產商還樹立用戶服務意識和品牌意識，提高服務質量，爭取企業(yè)與用戶雙贏。只有這樣，挖掘機生產企業(yè)才有可能把已經失去的市場份額逐漸奪回來。 1.3 本設計的主要內容 本次所設計的挖掘機為150型單斗液壓挖掘機。主要內容是工作裝置的設計?？傮w設計的優(yōu)劣決定了其它零部件設計的質量，也決定了整機的性能。合理的、全面的總體設計是整個設計任務順利完成的保證。因此，對整體設計必須從一個更高的層次出發(fā)，對整體設計必須提出更高的要求。 總體設計主要是對小型液壓挖掘機進行深入地分析，并提出切實可行的方案，對整體參數、整體布局、整體結構、整機系統(tǒng)及其主要零部件進行設計計算，最后再將其建模裝配。工作裝置的設計必須考慮全面，比如外形尺寸、形狀、鉸點布置、工作過程中不能相互干涉、強度、剛度合理等等。此次工作裝置主要采用反鏟裝置，動臂部分主要采用整體式彎動臂，這樣有利于得到較大的挖掘深度。斗桿部分主要采用整體式直動斗桿。 本文完成的主要工作有： （1）建立了液壓挖掘機工作裝置的數學模型； （2）針對工作裝置的計算工況，建立了相關的力學模型； （3）確定了液壓挖掘機的設計方案，完成了主要參數的設計計算； （4）對工作裝置的鉸點和關鍵部位進行力學分析和計算； （5）對工作裝置的相關部件進行校核計算； （6）對工作裝置進行三維建模。 第二章 總體設計方案 2.1小型挖掘機工作裝置簡介 反鏟工作裝置是液壓挖掘機的一種主要工作裝置，如圖2－1所示。 圖2.1工作裝置簡圖 液壓反鏟工作裝置一般由動臂1、動臂液壓缸2、斗桿液壓缸3、斗桿4、鏟斗液壓缸5、鏟斗6、連桿7和搖桿8等組成。其構造特點是各構件之間全部采用鉸接連接，并通過改變各液壓缸行程來實現挖掘過程中的各種動作。動臂1的下鉸點與回轉平臺鉸接，并以動臂液壓缸2來支承動臂，通過改變動臂液壓缸的行程即可改變動臂傾角，實現動臂的升降。斗桿4鉸接于動臂的上端，可繞鉸點轉動，斗桿與動臂的相對轉角由斗桿液壓缸3控制，當斗桿液壓缸伸縮時，斗桿即可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗6則鉸接于斗桿4的末端，通過鏟斗液壓缸5的伸縮來使鏟斗繞鉸點轉動。為了增大鏟斗的轉角，鏟斗液壓缸一般通過連桿機構（即連桿7和搖桿8）與鏟斗連接。液壓挖掘機反鏟工作裝置主要用于挖掘停機面以下的土壤，如挖掘溝壕、基坑等，其挖掘軌跡取決于各液壓缸的運動及其組合。反鏟液壓挖掘機的工作過程為，先下放動臂至挖掘位置，然后轉動斗桿及鏟斗，當挖掘至裝滿鏟斗時，提升動臂使鏟斗離開土壤，邊提升邊回轉至卸載位置，轉斗卸出土壤，然后再回轉至工作裝置開始下一次作業(yè)循環(huán)。動臂液壓缸主要用于調整工作裝置的挖掘位置，一般不單獨直接挖掘土壤；斗桿挖掘可獲得較大的挖掘行程，但挖掘力小一些。鏟斗挖掘的行程較短，為使在鏟斗挖掘結束時裝滿鏟斗，需要較大的挖掘力以保證能挖掘較大厚度的土壤，因此挖掘機的最大挖掘力一般由鏟斗液壓缸實現的。由于挖掘力大且挖掘行程短，因此轉斗挖掘可用于清除障礙或提高生產率。在實際工作中，熟練的液壓挖掘機人員可根據實際情況，合理操縱各個液壓缸，往往是各液壓缸聯(lián)合　工作，實現最有效的挖掘作業(yè)。例如，挖掘基坑時由于挖掘深度較大，并要求有較陡而平整的基坑壁，則采用動臂和斗桿同時工作；當挖掘基坑底時，挖掘行程將結束，為加速裝滿鏟斗，或挖掘過程中調整切削角時，則需要鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸同時工作。 2.2工作裝置設計方案原則 設計合理的工作裝置應能滿足下列要求： ①主要工作尺寸及作業(yè)范圍能滿足要求，在設計通用反鏟裝置時要考慮與同類型、同等級機器相比的先進性?？紤]國家標準的規(guī)定，并注意到結構參數受結構碰撞限制等的可能性。 ②整機挖掘力的大小及其分布情況應滿足使用要求，并具有一定的先進性。 ③功率利用情況盡可能好，理論工作時間盡可能短。 ④確定鉸點布置，結構型式和截面尺寸形狀時盡可能使受力狀態(tài)有利，在保證強度、剛度和連接剛性的條件下盡量減輕結構自重。 ⑤作業(yè)條件復雜，使用情況多變時應考慮工作裝置的通用性。采用變鉸點構件或配套構件時要注意分清主次，在滿足使用要求的前提下力求替換構件種類少，結構簡單，換裝方便。 ⑥運輸或停放時工作裝置應有合理的姿態(tài)，使運輸尺寸小，行駛穩(wěn)定性好，保證安全可靠，并盡可能使液壓缸卸載或減載。 ⑦工作裝置液壓缸設計應考慮三化。采用系列參數，盡可能減少液壓缸零件種類，尤其是易損件的種類。 ⑧工作裝置的結構型式和布置便于裝拆和維修，尤其是易損件的更換。 ⑨要采取合理措施來滿足特殊使用要求。 第三章 挖掘機的工作裝置設計 3.1確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 3.1.1確定動臂的結構形式 動臂是工作裝置中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。 直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。采用整體式彎動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。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節(jié)變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。 整體式變動臂結構簡單、價廉，風度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作裝置少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全不通用的工作裝置。一般來說，長期用于作業(yè)相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。 組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。 組合式動臂與整體式動臂相比各有優(yōu)缺點，它們分別適用于不同的作業(yè)條件。組合式動臂的主要優(yōu)點是： ①工作尺寸和挖掘力可以根據作業(yè)條件的變化進行調整。當采用螺栓或連桿連接時調整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調節(jié)。 ②較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統(tǒng)一化問題。因此其替換工作裝置較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業(yè)裝置要求，不需拆換。 ③裝車運輸比較方便。 由于上述優(yōu)點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用液壓挖掘機作業(yè)條件多時采用組合式動臂較為合適。 本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。 3.1.2確定斗桿的結構形式 斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機都采用整體式斗桿，當需要調節(jié)斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置2～4個可供調節(jié)時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。 本次設計采用整體式斗桿。 3.1.3確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構 （1).確定鏟斗的結構形式 鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響比較大。鏟斗的作業(yè)對象繁多，作業(yè)條件也不同，用一個鏟斗來適應任何作業(yè)對象和條件比較困難。為了滿足各種特定情況，盡可能提高作業(yè)效率，通用反鏟裝置常配有幾種甚至十多種斗容量不同，結構形式各異的鏟斗。 目前，對鏟斗結構形式的研究還處于現場試驗、實驗室試驗或模型試驗階段，未建立起比較系統(tǒng)的理論。例如有人曾將兩只0.6m3容量而斗型不同的反鏟斗裝在RH6液壓挖掘機上進行對比試驗，結果如表3－1所示。由于砂的挖掘阻力較小，對鏟斗設計的合理性反映不靈敏，所以這兩種鏟斗的試驗結果差別不大。而對頁巖作業(yè)效果就大不一樣，其中一個鏟斗的切削前緣中間略微凸出，不帶側齒，側臂略呈凹形，這些因素使頁巖挖掘阻力降低。另一個鏟斗的情況則相反。 表3-1 反鏟斗對比實驗結果 作業(yè)條件 鏟斗 編號 鏟斗充滿時間 （s） 生產率 （10KN/h） 效率 （%） 在頁巖中 作 業(yè) 鏟斗1 鏟斗2 19.05 40.6 42.6 22.68 100 53.3 在砂中 作 業(yè) 鏟斗1 鏟斗2 5.9 6.3 163.5 152.7 100 93.3 對各種鏟斗結構形狀的共同要求是： ①有利于物料的自由流動，因此鏟斗內臂不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底 的縱向剖面形狀要適合各種物料的運動規(guī)律。 ②要使物料易于卸凈。用于粘土的鏟斗卸載時不易卸凈，因此延長了作業(yè)循環(huán)時間，降低了有效斗容量。國外采用設有強制卸土的粘土鏟斗?！? ③為了使裝進鏟斗的物料不易掉出，鏟斗寬度與物料顆粒直徑之比應大于4：1。當此比值大于50：1時顆粒尺寸的影響可不考慮，視物料為勻質。 ④裝設斗齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘線比壓，以便切入或破碎阻力較大有物料。挖硬土或碎石時還能把石塊從土壤中耙出。斗齒的材料、形狀、安裝結構及其尺寸參數都值得研究，對它的主要要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更換。 （2)確定斗齒安裝方式 目前，國產挖掘機斗齒安裝方式主要有兩類，斗容量q≤0.6m3時多采用螺栓連接（圖3.1a），斗容量q≥0.6m3時時多采用橡膠卡銷結構（圖3.1b）。 本次設計斗容量為0.55 m3挖掘機，所以斗齒安裝方式為螺栓連接. 圖3.1a 螺栓連接結構斗齒 圖3.1b橡膠卡銷結構斗齒 3.1.4鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 圖3.2 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式 鏟斗與鏟斗液壓缸連接有三種型式（圖3.2），其區(qū)別主要在于液壓缸活塞桿端部與鏟斗的連接方式不同，圖3.2a為直接連接，鏟斗、斗桿與鏟斗液壓缸組成四連桿機構。圖3.2b中鏟斗液壓缸通過搖桿1和連桿2與鏟斗相連，它們與斗桿一起組成六連桿機構。圖3.2d和圖3.2b類似，區(qū)別在于前者液壓缸活塞桿端接于搖桿兩端之間。圖3.2c的機構傳動比與b差不多，但鏟斗擺角位置順時針方向轉動了一個角度。 六連桿方式與四連桿方式相比在同樣的液壓缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。六連桿方式b和d在液壓缸行程相同時，后者能得到更大的鏟斗轉角。但其鏟斗挖掘力的平均值較小。 本設計中選用圖3.2b的連接方式。 3.2確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 反鏟工作裝置實際上是多個連桿機構的組合。在發(fā)動機功率、整機質量和鏟斗容量等主要參數及工作裝置基本形式初步確定的情況下，工作裝置各鉸點在布置及各工作油缸參數的選擇是否合理，會直接影響液壓挖掘機的實際挖掘能力。 3.2.1動臂油缸的布置 圖3.3油缸前傾布置方案 圖3.4油缸后傾布置方案 動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。 ①油缸前傾布置方案，如圖3－4所示，動臂油缸與動臂鉸接于E點。當動臂 油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。 ②油缸后傾布置方案，如圖3.4所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。 當兩方案的動臂油缸安裝尺寸DE′、鏟斗最大挖掘高度H和地面最大挖掘半徑R相等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即＜。此外，在后傾方案中，動臂EF部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點C與動臂油缸下鉸點D的距離CD比前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂Cp也較大。因此，在動臂油缸作用力相同時，后傾方案得到較大的動臂作用力矩，這是其優(yōu)點。 為了增大后傾方案的挖掘深度，有的挖掘機將長動臂CEF′改換成短動臂CEF″（圖3.4），并配以長斗桿。在最大深度處挖掘時，采用鏟斗挖掘而不是斗桿挖掘，這樣得到的最大挖掘深度為′＞。 顯然，不論是動臂油缸前傾還是后傾方案，當C、D兩鉸點位置和CE長度均不變時，通過加大動臂油缸長度可以增大動臂仰角，從而增大最大挖掘高度，但會影響到最大挖掘測試。所以，在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作裝置的作業(yè)尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。 本設計選用動臂油缸前傾布置方案。 3.2.2斗桿油缸的布置 確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。 保證斗桿油缸產生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍。 保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取100°～130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于10cm。一般來說，斗桿越長，則其擺角范圍可以取得越小一些。 鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，應進行適當修改 3.2.3鏟斗油缸的布置 確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。 ①保證轉斗挖掘時產生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產生的最大斗齒挖掘力應能使?jié)M載鏟斗靜止不動 ②保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取140°～160°，在特殊作業(yè)時可以大于180°。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15°～25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。 ③鏟斗從位置Ⅰ到位置Ⅱ時（圖3.5），鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置Ⅰ開始挖掘。因此，目前一般取位置Ⅰ至位置Ⅱ的轉角為30°～50°，在這個角度范圍內可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力。 圖3.5 鏟斗轉角范圍 3.3動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇 3.3.1反鏟裝置總體方案的選擇 反鏟方案選擇的主要依據是根據設計任務書規(guī)定的使用要求決定工作裝置是通用或是專用的。以反鏟為主的通用裝置應保證反鏟使用要求，并照顧到其它裝置的性能。專用裝置應根據作業(yè)條件決定結構方案，在滿足主要作業(yè)條件要求的同時照顧其它條件下的性能。 反鏟裝置總體方案的選擇包括以下方面： ①動臂及動臂液壓缸的布置 確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式或整體式動臂的形狀。確定動臂液壓缸的布置為懸掛式或是下置式。 前面已確定采用整體式動臂，動臂液壓缸的布置為下置式。 ②斗桿及斗桿液壓缸的布置 確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調節(jié)。 前面已確定采用整體式斗桿，不采用變鉸點調節(jié)。 ③確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數=。 對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗桿之間的長度比可在很大范圍內選擇。一般當＞2時，（有反鏟?。?）稱為長動臂短斗桿方案，當＜1.5時屬于短動臂長斗桿方案。在1.5～2之間稱為中間比例方案。 要求適用性較強而又無配套替換構件或可調結構的反鏟常取中間比例方案。相反，當用配套替換構件或可調連接適應不同作業(yè)條件時，不同的配置或鉸點連接情況可組成各種比例方案。在使用條件單一，作業(yè)對象明確的條件下采用整體式動臂和斗桿固定鉸接，值由作業(yè)條件確定。從作業(yè)范圍看，在挖高、挖深與挖掘半徑均相同的條件下，愈大作業(yè)范圍愈窄，從挖掘方式看大宜用于斗桿挖掘為主，因其剛度較易保證。而值小宜用于以轉斗挖掘為主。 本設計采用中間比例方案,取＝1.8。 ④確定配套鏟斗的種類、斗容量及其主參數，并考慮鏟斗連桿機構傳動比是否需要調節(jié)。 ⑤根據液壓缸系統(tǒng)壓力、流量、系統(tǒng)回路供油方式、工廠制造條件和三化要求等確定各液壓缸缸數、缸徑、全伸長度與全縮長度之比?？紤]到結構尺寸、運動余量、穩(wěn)定性和構件運動幅度等因素一般?。?.6～1.7，個別情況下因動臂擺角和鉸點布置要求可以取≤1.75，而?。?.6～1.7，＝1.6～1.7。 本設計?。剑剑?.6。 3.3.2 尺寸估計 參照《單斗液壓挖掘》估算整機各部分尺寸和150型單斗液壓挖掘機。 根椐經驗公式求尺寸參數。 線尺寸參數： (m) 為線向尺寸經驗系數，G為整機質量。 1)轉臺離地高： 2)底架離地高： 3)臂鉸離地高： 4)臂鉸離回轉中心: 5)臂鉸與液壓缸鉸距: 6)臂鉸與液壓缸傾角：～ 7)缸鉸離地高度： 8)臂長：標準臂尺寸系數推薦值,范圍1.7～1.9 標準臂 9)斗桿：推薦系數 推薦： 10)鏟斗：推薦系數, 11)動臂轉角：～ 12)斗桿轉角：～ 13)鏟斗轉角：～ 14)最大挖掘半經：系數, 15)最大挖掘深度：系數， 16)最大挖掘高度：系數, 17)最大卸載高度：系數, 3.3.3機構自身幾何參數 機構自身幾何參數有三類，第一類是決定機構運動特性的必要參數，稱原始參數，本次設計主要選擇長度參數作為原始參數；第二類是由第一類參數推算出來的參數，稱推導參數，多為運算中需要的角度參數；第三類是方案分析比較所需要的其它特性參數。 反鏟機構自身幾何參數的計算圖及有關符號如圖3.5所示。 圖3.6 反鏟機構自身幾何參數的計算圖 反鏟機構各部分原始參數、推導參數和部分特性參數見表3-2所示。 表3-2 反鏟機構自身幾何參數表 參數類型 鏟斗 斗桿 動臂 機體 原始參數 =QV,=MH =MN,=HN =QK,=KV =KH =FQ,=EF =FG,=EG =GN,=FN =NQ =CF,=CD =CB,=DF =BF,=ZC =ZF =CP,=CA =CI,=CT =CS,=JT =JI 推導參數 ＝∠NMH ＝∠KQV ＝∠EFG ＝∠GNF ＝∠GFN ＝∠NQF ＝∠NFQ ＝∠BCF ＝∠DFC ＝∠CAP ＝∠TCP 特性參數 = = =, ＝∠CZF K1= 備注 —斗桿長 —動臂長 —動臂彎角 懸掛式 ＝∠ACU 3.3.4斗形參數的選擇 （1)鏟斗主要參數的選擇 斗容量、平均斗寬，轉斗挖掘半徑和轉斗挖掘裝滿轉角（這里令＝）是鏟斗的四個主要參數。、及三者與之間有以下幾何關系（圖3.7）。 圖3.7 鏟斗簡圖 　　 (3.1) 其中：=0.55(已知)，鏟斗斗容量； 　 —鏟斗挖掘半徑，單位m； —鏟斗斗寬，根據反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍，查表3—3， ?。?.90m； —鏟斗挖掘裝滿轉角，一般?。?0°～100°，?。?00°＝1.744rad —土壤松散系數，取=1.25 把、、、代入式(3.1)得： 0.55＝0.5××0.90×（1.744－sin100°）×1.25 解得：＝1.135m 表3—3 反鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍 類別 B（m） q() 0.1 0.2 0.4 0.5 0.6 歐美120種 0.4 0.52 0.78 0.88 0.94 日本50種 0.3 0.5 0.85 1 1.06 蘇聯(lián)6種 0.70 0.78 0.84 中國12種 0.50 0.75 0.8 0.9 0.91 鏟斗上兩個鉸點K與Q的間距（圖3.9）太大將影響鏟斗傳動特性，太 小則影響鏟斗結構剛度，一般取特性==0.3～0.38,?。?.34＝，==1.135m,得出=0.386m。當轉角較大時取較小值，一般取=95°～115°，取=105°。 圖3.8 鏟斗示意圖 （2)初選斗齒的幾何形狀 鏟斗及切削時的主要參數，如圖3.9所示，圖中鏟斗容量q、長度L、寬度B、高度H、切削角、刃角和后角等參數的選擇都對挖掘比阻力有直接影響。斗齒在鏟斗上的布置（齒寬和齒距）也是一個重要參數。 為使斗側壁不參與切削，鏟斗應裝有側齒。 一般齒寬＝0.11=0.082m; 齒長＝0.26＝0.193m; 　齒距為：=(2.5～3.5)=(0.205～0.287)m,取=0.21m 斗前臂與切削面的間隙取=0.7=0.0574m 又由于鏟斗寬度B=0.90m,齒寬與齒距之和為0.082+0.123=0.205m =5.0 因此鏟斗裝有5個齒。 另外齒尖應保持銳利，否則挖掘阻力將急劇增加。新鑄（或鍛）的齒只有 一個小的圓弧尖連續(xù)工作后，齒尖將逐漸磨損，并變鈍。通常，挖掘Ⅱ～Ⅲ級土壤，齒尖顯著磨鈍后，挖掘阻力將增加50～100%。因此，為避免這種超載挖掘，應及時更換或在齒刃口上堆焊硬質合金層。 斗齒做成楔入式或組合式，以便快速更換和修補。 切削角對切削阻力影響也很大。通常，挖Ⅰ～Ⅲ級土時，斗切削角為＝20°～35°（較大值適用于硬土，小值適用于一般土），常用切削角為＝30°，本次設計?。?0°，后角不應小于5°，刃角取25°。 圖3.9 斗齒參數圖 3.3.5 動臂機構參數的選擇 根據說明書知：鏟斗容量＝0.55m3 最大挖掘半徑=8390mm； 最大挖掘深度=5030mm； 最大卸載高度＝6235mm； 據統(tǒng)計，最大挖掘半徑值一般與+ + 的和很接近。因此由已知的，和可按下列經驗公式初選、： ＝　　　　　　　　　　　　　　　?。?.2） =K 其中：=8390mm,=1.135m； 一般取1.1至1.8，此處為加長斗桿方案，取1.8。 經計算得出：=2.591； 　　= =1.8×2.591=4.664m 在三角形CZF中，、和都可以根據經驗初選出： 其中：—動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，但太小對結構的強度不利，一般取120°～140°，取＝140°；—前面已算出為4.815m；—動臂轉折處的長度比，一般根據結構和液壓缸鉸點B的位置來考慮，初步設計取＝1.1～1.3，?。?.2；因此根據公式及圖3.10：可以算出、、 圖3.10 動臂示意圖 ll＝　　　　　　　　 l＝K l　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 （3.3） α=∠UFC＝arccos() 經計算得出：ZC= =2.255m； ZF= =2.706m； = 22.5°　　　　　 動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比按不同情況選取，專用反鏟可?。?.8；以反鏟為主的通用機，＝0.8～1.1；斗容量0.55m3左右的通用機，則可?。?。 本設計中取＝1。 的取值對特性參數、最大挖掘深度和最大挖高度有影響。 加大會增大，縮小。基本用作反鏟的小型機?。?0°。 本設計中?。?0°。 斗桿液壓缸全縮時=最大（圖3.11），常選（）= 160°～180°。本設計中取（）＝170°。 圖3.11 最大卸載高度時動臂計算簡圖 取決于液壓缸布置形式，動臂液壓缸結構中這一夾角較小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼耳座上，B在Z的下面。初定∠BCZ＝5°，根據已知∠ZCF＝22.5° ，解得∠BCF＝17.5° 由圖3-12得最大卸載高度的表達式為 　+ 　 （3.4） 由圖3.13得最大挖掘深度絕對值的表達式為 　　　　　　 （3.5） 將這兩式相加，消去， 并令＝＋，＝+-，得到： ＋－［- -A)+［-1］=0 （3.6） 圖3.12最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖 又特性參數： ＝　　　　　　　　　　　　　　　（3.7） 因此　　　　?。? 　　　　　　　=) （3.8） 將上式代入式（3.6）則得到一元函數f()=0。式中和已根據經驗公式計算法求出， 　　　　　經計算得出：＝22.14°；＝145.25° 最后由式（3.5）求為 　　　　　＝　　　　　　　?。?.9） ＝1.204m （其中：=2.591m；＝4.664m；＝87.5°；通過參考其他機型以及經驗公式取鉸點離地高度=1.50m） 3.3.6斗桿機構參數的選擇 第一步計算斗桿挖掘阻力： 斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角（參考圖3.13）=50°～80°,?。?5°，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時斗齒的實際行程為： 圖3.13 斗桿機構參數圖 　　　　　 (3.10) 其中：斗桿挖掘時的切削半徑； ?。剑?.591＋1.135＝3.726m 斗桿挖掘時的切土厚度可按下式計算： 　　　　　＝ (3.11) 斗桿挖掘阻力為： 　　　　　(3.12) 式中—挖掘比阻力，＝20（Ⅲ級土壤以下） 　　—土壤松散系數近似值取1.25。 斗桿與鏟斗和之間，為了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150°～180°。 　　　　　　　 (3.13) 計算得：＝＝1.705m 把、、、、代入式3.12得 　　　　?。?.550KN 第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。 參考鏟斗液壓缸作用力 代入 (3.14) 由圖3－13，取，求得 　　　　　　＝0.7911m =1.6=1.2658m =1.8966m 第四章 工作裝置的強度校核計算 單斗液壓挖掘機的主要結構件包括：工作裝置、回轉平臺和底盤車架等。由于本次設計側重點在工作裝置，因此只對工作裝置這部分進行強度校核計算。 工作裝置由鏟斗、斗桿、動臂以及連桿機構和各種工作液壓缸組成。對這些結構件的分析計算，首先應確定各結構件的不利工況，即在這一工況下對某一結構件可能出現最大的應力，以這一工況作為設計該結構件的依據，也就是強度設計中計算位置的選擇，計算圖式和載荷的確定問題。 由于影響挖掘機挖掘力的因素很多，如三個工作液壓缸的匹配。整機穩(wěn)定問題等，并且同樣的反鏟裝置還有較多的形式，對計算位置的選擇，看法很不一致，更無統(tǒng)一的規(guī)定。隨著電子計算機的普及應用，目前已有可能對挖掘機的所有工況及其挖掘過程中指定的千百個位置進行作用力分析和對各結構件進行較多的可能危險斷面進行應力計算，再結合樣機的應力測定，使工作裝置結構設計有可能得到比較可行而又經濟的結構尺寸和形狀，對工作裝置中結構復雜的構件以及對結構中斷面突變或應力集中的部分可以采用有限元法進行計算，以提高分析計算的精確度。 4.1斗桿力學分析 反鏟裝置的斗桿（尤以標準和加長斗桿）強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產生的最大彎矩來確定。根據斗桿工作情況的試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用轉斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定：①按反鏟裝置作用力分析的電算結果選定。②近似計算時，一般取以下兩個位置： 4.1.1位置Ⅰ的計算 計算位置Ⅰ（圖4.1），條件為： ①動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）； ②斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90°）； ③斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； ④側齒遇障礙作用有橫向力。 這時，工作裝置上的作用力有工作裝置各部分的重量（鏟斗重，斗桿重和動臂重），作用于斗齒上的挖掘阻力（包括切向力為，法向分力和側向力）。 鏟斗挖掘時，鏟斗液壓缸工作力所能克服的切向阻力可取鏟斗為隔離體，按對鉸點的力矩平衡方程＝0求得 　　　　　　　　　　　　 (4.1) 圖4.1置Ⅰ示意圖 式中：—由圖4.1畫圖得，＝2.202m； 　　　—由圖4.1畫圖得，＝0.762m； —由圖4.1畫圖得，＝1.074m； —由圖4.1畫圖得，＝0.681m； —由圖4.1畫圖得，＝0.360m； 把、、、代入式4.1得： 　　　 ＝39.41kN 法向阻力決定于動臂液壓缸的閉鎖力，可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點的力矩平衡方程＝0求得： 　　　　　　　　 　　 （4.2） 式中：—動臂液壓缸的閉鎖力，＝276kN； 　　　—工作裝置各部分重量對點的力矩之和，相應的力臂值由圖4.1確定為： 　　　　　 —由圖4.1畫圖得，＝3.456m； 　　　　　 —由圖4.1畫圖得，＝3.655m； 　　　　　　—由圖4.1畫圖得，＝2.79m； —由圖4.1畫圖得，＝0.825m； —由圖4.1畫圖得，＝2.676m； —由圖5－1畫圖得，＝1.736m； 把、、、、、代入式4.2得： 　　　　 ?。?2.8kN 取斗桿（帶斗）為隔離體，列出對鉸點力矩平衡方程＝0，可求得斗桿液壓缸作用力（被動狀態(tài)）。一般情況下，此力與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖壓力決定）相近。 　　　　　　　　　　　　　?。?.3） 式中： —由CAD做圖得，=0.989m； 　　　　—由CAD做圖得，=2.641m； 　　　　—由CAD做圖得，=1.426m； 　　　　—由CAD做圖得，=2.677m； 　　　　—由CAD做圖得，=1.255m； 把、、、、代入式4.3得： 　　 ＝0.46[41.718(1.56+0.766)+0.86×1.39＋2.23×0.49] 　　　解得：＝25.5kN 鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力由回轉機構的制動器承受，此力的最大值決定于回轉平臺的制動力矩，其值為： 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　?。?.4） 式中：　—橫向阻力與回轉中心間的距離, 由CAD做圖得，=2.084m； 　　—回轉平臺制動器可承受的最大力矩，＝4915.3N·m。 把、代入式（4.4）得： =8.53kN 4.1.2位置Ⅱ的計算 計算位置Ⅱ（圖4.2），條件為： 動臂位于動臂液壓缸對鉸點有最大作用力臂處；斗桿液壓缸作用力臂大；鏟斗斗齒尖位于、兩鉸點連線的延長線上，或鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力（圖4.2中Ⅱ′位置）； 正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力作用。 此時工作裝置上的作用力僅為工作裝置的自重及斗齒上的作用力，及。 圖4.2位置Ⅱ 作用力的分析方法同上。 切向阻力: 　 (4.5) 法向阻力： (4.6) 橫向挖掘阻力：　 (4.7) 通過CAD畫圖得： —由圖4.2畫圖得，＝0.358m；—由圖4.2畫圖得，＝0.245m； —由圖4.2畫圖得，＝0.118m；—由圖4.2畫圖得，＝1.287m； —由圖4.2畫圖得，＝1.884m； —由圖4.2畫圖得，＝1.152m； —由圖4.2畫圖得，＝0.474m；—由圖4.2畫圖得，＝2.37m； —由圖4.2畫圖得，＝0.381m；—由圖4.2畫圖得，=0.389m； —由圖4.2畫圖得，=1.321m；—由圖4.2畫圖得，=0.652m；　　　　　　　　 　　　　　　　 通過計算得出：＝31.21kN；　?。?.54kN；　?。?.21kN； 4.1.3斗桿強度校核 取過N點，G點，F點的截面為危險截面，如下圖所示，在斗桿裝配圖中可以得到三個危險的具體尺寸。 圖4.3 斗桿危險截面 (1).截面1的幾何性質以及應力計算 圖4.4 截面1 經計算 截面面積A=10180mm2；該截面對Z軸的靜矩=117180；截面形心=/A=12mm zc=0 該截面對形心軸的慣性矩=28750000 =19643000 該截面對形心軸的抗彎截面模量為 =/=346385 WyC=Iyc/zmax=262000 斗桿工況1應力計算： 由前面的應力圖知道在該截面處所受應力如下： 軸力N=141355N；剪力Q=20140N；彎矩My=12760Nm，Mz=4834Nm 故各應力為： σz=MZ/WZC=13.96MPa；σy=My/WyC=48.7MPa σn=N/A=13.89MPa t=Q/A=1.98MPa 按第4強度理論合成應力為 同理可得斗桿在第二工況下該截面處得合成應力為48.3MPa。 （2）截面2的幾何性質以及應力計算 圖4.5 截面2 經計算 截面面積A=11340mm2；該截面對Z軸的靜矩Sz=11000mm 3；截面形心=/A≈1mm =0 即形心坐標系與參數坐標系幾乎重合。 該截面對形心軸的慣性矩=349000000 =34790000 該截面對形心軸的抗彎截面模量為 =/=1058000 =/= 463870 斗桿工況1應力計算： 由前面的應力圖知道在該截面處所受應力如下： 軸力N=132720N; 剪力Q=43500N 彎矩My=25520Nm， Mz=43030Nm 故各應力為： σz=MZ/WZC=40.67MPa；σy=My/WyC=55.00MPa；σN=N/A=11.70MPa；t=Q/A=3.84MPa 按第4強度理論合成應力為 同理可得斗桿在第二工況下該截面處得合成應力為73.3MPa。 圖4.6 截面3 (3).截面3的幾何性質以及應力計算