90型液压挖掘机工作装置设计1

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文WY90液压挖掘机工作装置设计 THE DESIGN OF WY90 HYDRAULIC EXCAVATOR WORKING DEVICE 学生姓名：孙浩学 号：200841914420年级专业及班级：2008级机械设计制造 及其自动化（4）班指导老师及职称：翁伟 讲师学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文（设计）诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文（设计）作者签名： 年 月 日 目 录 摘要1关键词11 前言1 2 工作装置整体方案设计3 2.1 机型选择及特点分析3 2.2 工作装置构成3 2.3 动臂及斗杆的结构形式初选5 2.4 动臂及动臂油缸的布置5 2.5 铲斗及铲斗油缸的连接方式5 2.6 原始几何参数的给定63 工作装置分析7 3.1 动臂运动分析7 3.2 斗杆运动分析8 3.3 铲斗运动分析9 3.4 特殊工作位置计算134 工作装置基本尺寸的确定15 4.1 斗形参数的确定15 4.2 动臂机构参数的确定16 4.3 动臂机构参数的校核18 4.4 斗杆机构基本参数的确定22 4.5 铲斗机构基本参数的确定23 5 斗杆的结构设计256 斗杆的强度和刚度校核347 动臂的强度和刚度校核368 挖掘机稳定性分析379 结论38参考文献38致谢39 WY90型挖掘机工作装置设计学 生：孙浩指导老师：翁伟(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 摘 要：随着社会的不断进步，改革开放的深入，我国的基础建设项目不断增多，对工程机械产品的需求量也越来越大。液压挖掘机是工程机械的重要产品之一，具有较高的技术含量，由于挖掘机的工作条件恶劣，要求实现的动作复杂，于是它对工作装置的设计提出了很高的要求，因此，对挖掘机工作装置的分析设计对推动我国挖掘机的发展具有重要意义。关键词：挖掘机；铲斗；动臂；斗杆； The Design of WY90 Hydraulic Excavator Working DeviceAuthor: Sun HaoTutor: Weng Wei(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128） Abstract:With the development of the society and economy in China,many fundamental engineering projects needs to be completed by the excavator.The hydraulic excavator is one of the most important contruction machineries.The hydraulic excavator includes the higher technical specification.Because of the bad working condition and conmplicated working movements of the excavator,its has high requitements for its working device,the analysis and research of its working device make very important sens. Keyword: excavator;bucket;arm;measures stem;1 前言 液压挖掘机是一种应用广泛的多功能的建设施工机械，并作为工程机械的主力机种。挖掘机的主要工作就是土壤的挖掘。工作装置是直接完成挖掘任务的装置，许多挖掘机发达的国家广泛采用新技术、新方法来不断地提高液压挖掘机的作业性能和生产率。通过通用性及专业的挖掘机工作装置设计方法，进行工作装置的全面计算机通用性设计研究对推动国内挖掘机发展具有十分重要的意义。 挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、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等行业的机械化施工中。据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，在市场上有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。国内外研究现状当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化;提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势:1）向大型化发展的同时向微型化发展。2）更为普遍地采用节能技术。3）不断提高可靠性和使用寿命。4）工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。5）由内燃机驱动向电力驱动发展6）液压系统不断改进，液压元件不断更新。7）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。8）增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。9）人机工程学在设计中的充分利用20。 工作装置在挖掘机中是必不可少的，因此研究挖掘机工作装置具有重要的现实意义和理论意义。工作装置是挖掘机的重要组成部分，本次设计是为对挖掘机的工作装置有大体上的认识，巩固所学的知识和提高自身的设计能力。具体内容，如下：1）对挖掘机的工作装置各个部分进行设计与选型；2）对斗杆进行具体的设计；3）对动臂铲斗进行设计； 4）对其部件进行校核。2 工作装置总体方案设计2.1 机型选择及特点分析 本设计中，我选的是单斗液压挖掘机，其工作装置采用反铲装置。单斗液压挖掘机是一种采用液压传动并以一个铲斗进行挖掘作业的机械。它是在机械传动单斗挖掘机的基础上发展而来的，是目前挖掘机中重要的品种。在建筑工程交通运输露天采矿水利施工及现代军事工程中都广泛采用，是各种土石方施工中重要的机械设备。由液压挖掘机在构造和性能上有较多的优越性，因此近年来发展迅速，在中小型单斗挖掘机中，已取代了机械传动单斗挖掘机，成为工程机械的主要机种。图1为我所选的单斗液压挖掘机的反铲工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、摇杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。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，通过铲斗缸和连杆则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2.2 工作装置构成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-摇杆； 10-铲斗油缸； 11-斗杆.图1 工作装置组成图Fig 1 Work device constitutional diagram chart 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。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。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。则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，简化得图如2所示。2.3 动臂及斗杆的结构形式的初选 动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，且有利于得到较大的挖掘深度。缺点是可更换工装少，通用性较差。使用经验说明，长期用于作业条件近似的反铲，以采用整体臂较好。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，故也采用整体式直斗杆1 2。1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸图2工作装置结构简化图Fig2 Work device structure simplification chart2.4 动臂与动臂油缸的布置 动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点设在转台回转中心之前并稍高于转台平面3，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，以弥补前面的不足。具体结构如图4所示。2.5 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5所示。2.6 原始几何参数的给定 动臂与斗杆的长度比2 , 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1.52.0之间，初步选取K1=1.8，即l1/l2=1.8。1-动臂； 2-动臂油缸图3 动臂油缸铰接示意图Fig 3 Moves the arm cylinder hinge schematic drawing 1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗图4 铲斗连接布置示意图Fig 4 Scoop connection arrangement schematic drawing动臂下铰点到动臂与连杆连接的铰点的距离斗杆与动臂连接的铰点到斗杆与铲斗连接的铰点的距离铲斗斗容与主参数的选择,斗容： =0.9m3按经验公式和比拟法初选：=1550mm 工作装置液压系统主参数的初步选择,初选动臂油缸内径=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=90mm，活塞杆的直径d3=63mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L1=1377mm，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：1=2=3=1.6。参照任务书的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。最大挖掘半径 最大挖掘深度 最大挖掘高度 最大卸载高度 3 工作装置分析3.1 动臂运动分析-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5 动臂摆角范围计算简图Fig 5 Moves the arm pivot angle scope calculation diagram是的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是的函数。如图5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。则有：在ABC中： 在BCF中： 由图8所示的几何关系，可得到的表达式： 当F点在水平线CU之下时为负，否则为正。F点的坐标为 C点的坐标为 动臂油缸的力臂 显然动臂油缸的最大作用力臂，又令,。这时 3.2 斗杆的运动分析如下图6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。在DEF中 由上图的几何关系知 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6 斗杆机构摆角计算简图Fig 6 Bucket arm organization pivot angle calculation diagram 则斗杆的作用力臂 显然斗杆的最大作用力臂,此时。3.3 铲斗的运动分析 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9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点为摇杆与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点。铲斗连杆机构传动比i和铲斗缸的当量作用力臂利用图7，可以知道求得以下的参数：在MNG中 在HNQ中 在QHK中 在KHQN中 铲斗油缸对N点的作用力臂r1 连杆HK对N点的作用力臂r2 连杆HK对Q点的作用力臂r3 r3 = l24铲斗对Q点的作用力臂r4 r4 = l3连杆机构的总传动比 显然由上式可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用代入可得初传动比，代入可得终传动比iz。 铲斗相对于斗杆的摆角 铲斗的瞬时位置转角为 其中，在NFQ中 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和，于是得铲斗的瞬间转角: 铲斗的摆角范围 图7 铲斗连杆机构传动比计算简图Fig 7 Bucket linkage organization velocity ratio calculation diagram斗齿尖运动分析见图8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YV的函数表达式，即 = ( ), = ()。那么整机作业范围就可以确定，现推导如下:由F点知： 在CDF中：由后面的设计确定，在确定后则有： 在DEF中图8 齿尖坐标方程推导简图Fig 8 Crown coordinate equation inferential reasoning diagram则可以得斗杆瞬间转角 、在设计中确定。由CFN知 由CFQ知 由Q点知 在CFQ中 l12 = l232 + l32 - 2cos33l23l333 = COS-1（l232+l32- l12）/2l23l3 在NHQ中 在HKQ中 在HNQK ，其在后面的设计中确定。由前面的分析可知：动臂相对于水平面的瞬时转角 、斗杆相对于动臂的瞬时转角 和铲斗相对于斗杆的瞬时转角与相应的油缸长度是一一对应的。因此，斗齿尖坐标值也是 、及的函数。只要知道瞬时的一组,，相应的斗齿尖坐标就确定了。这样斗齿尖的坐标系可表示如下： 3.4 特殊工作位置计算 最大挖掘深度 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9 最大挖掘深度计算简图Fig 9 Biggest digging depth calculation diagram如图9示，当动臂全缩时，F, Q, U三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为: （1） 最大卸载高度H3max如图10所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为: （2）水平面最大挖掘半径如图12所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC= YV，得到最大挖掘半径为: ，式中： 。最大挖掘半径R，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：;。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10 最大卸载高度计算简图Fig 10 Biggest discharge height calculation diagram最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。4 工作装置基本尺寸的确定4.1 斗形参数的确定斗容量q ： q = 0.9 m3平均斗宽B：其可以由经验公式和差分法选择，又由续表知：当q = 1.0 m3时， B = 1.16m当q = 0.6 m3时， B = 0.91m则当q = 0.9m3时，B = 0.91+（1.16-0.91）0.30.4 = 1.112m再参考其它机型的平均斗宽预初定B =1.04m=1040mm挖掘半径R：按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选R =1450mm 。转斗挖掘满转角（2）：在经验公式 q = 0.5 R2B（2-sin2）KS中，KS为土壤的松散系数，取值为1.25，将q = 0.9 m3和B = 1.04m代入上式有：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11 停机面最大挖掘半径计算简图Fig 11 Engine off surface biggest excavating radius calculation diagram2-sin2 = 0.66 = 95/2 = 47.5铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：太大将影响机构的传动特性，太小则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10 =KQV=110。4.2 动臂机构参数的确定我们根据工作装置结构简图来计算出动臂、斗杆、连杆及铲斗的基本参数。参考图2。与A点坐标的选取初选动臂转折处轴线夹角 = 1201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 = ）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 = 430 mm YA = 1200mm由统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R1、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：l2 =则: 与的计算 在CZF中 l42 = k3l41 = 1.42585 = 3620mm3 9= ZFC =的计算，由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.42。的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大会使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选= 62.5。斗杆油缸全缩时，CFQ =最大，依经验统计和便于计算，初选 由于采用双动臂油缸，BCZ的取值较小，初取BCZ = 5 在CZF中由（1）和(2)有 （3）由上式可得： 令 将A、B的值代入上式中有 （4）又特性参数 则有 （5） （6）将（5）、（6）代入到（4）式中 解之： 由（3）式有 而1min与1max需要满足以下条件 将1max 、1min 的值代入上式中得： = 2.51 = 3.1 1而 （= 1.6 ） 、满足上面的两个经验条件，说明、的取值是可行的。则l7 =l5 = 3.11750 = 2335mm =l5 = 2.51750 =1880mm L1max =1L1min =1.61880 = 3010mm 至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。4.3 动臂机构基本参数的校核动臂机构闭锁力的校核正常的挖掘阻力： （7） W1切削阻力的切向分力；C土壤的硬度系数，对不同的土壤条件取值不同，这里设挖机用于级土壤的挖掘，取值为100；R铲斗与斗杆铰点到斗齿尖距离，即转斗切削半径其在前面已经初步确定，取值为1550mm；某一挖掘位置时铲斗总转角的一半；某一挖掘位置处转斗的瞬时转角，在此处由于是求平均挖掘阻力，故初取= 54.5；B切削刃宽度影响系数，B = 1+2.6b = 1 + 2.61.04 = 3.7；A切削角变化影响系数，取A = 1.3.；Z带有斗齿的系数，取Z =0.75；X斗侧壁厚影响系数，X = 1+0. 03S,其中S为侧壁厚度，由于是初步设计，故预取X = 1.15 ；D切削刃挤压土壤的力，根据经验统计和斗容量的大小选取D = 1.3104N。将以上的数值代入到（7）式中可以解得：W1J =1.53105N。由图11知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：M1J = W1J（H1max + YC） = 1.53105（6.63 +1.865）=13105 N.m 动臂油缸的闭锁力F1= P1S1 （S1：动臂油缸小腔的作用面积） = 3.43107（702-452）10-6 = 3.1105 N 最大挖掘半径工作装置自身重力所产生的力矩MG ：要求力矩，首先应该需要知道作用力和作用力臂。在此处，则是先要求出工作装置各部分的重量：由经验统计，初步估计工作装置的各部分重量如下：动臂G1=1320kg 斗杆G2 =700kg铲斗G3 =700kg 斗杆缸G4 =200kg铲斗缸G5 =115kg 连杆机构G6 =130kg动臂缸G7 =200kg当处于最大挖掘深度时由图11有 动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩（对C点的矩）：M3 = = = 满斗处于最大挖掘半径时，动臂油缸提升力矩的校核工作装置重量 GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 700+700+1150+130 = 1645kgNH-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12 最大挖掘半径时工作装置结构简图Fig 12 Biggest excavating radius work paid by time makes the installment diagram of mechanism按经验公式取土的重量：当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图12所示，则有：MZ = G1+4 l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）= = 3.0105 N.m 动臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 3.1410770210-6=4.83105 N在如图7所示，在CAB中 ACB =2 +11 +21=30.5+62.5+0= 93L1 e1 = ACBCsinACB 即 2320e1 = 7502335sin97 e1 = 750mm则此时动臂油缸提升力矩:MT = F1 e1= 31.4106(70)210-620.75 = 7.2105 N.m MZ 故满足要求。满斗处于最大高度时,动臂提升力矩的校核当斗杆在最大高度时的工况类似于图10，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。1 =1max =152 32 =32max = 160 2 = 30.5则： 式中 NF与水平轴线成的角则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩：MZ =2.4105 N.m(4-21)此时对于动臂油缸而言：L1 = L1max = 2454 mm 1 =1max = 152同4-19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e2 = 375 mm此时动臂油缸的提升力矩MT可参考4-20求得：MT = 2.8105 N.m MZ说明满足要求。4.4 斗杆机构基本参数的确定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 =100103 （3000+1550）10-3/31.4(70)210-6 = 940mm 如图13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；：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: 由上面可知, 越大,则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,初取：2max = 90D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图13 斗杆机构基本参数计算简图Fig 13 Bucket arm organization basic parameter calculation diagram由上图13的几何关系有:L2min = 2l9sin (/2)/(2-1)= 2940sin 45/(1.6-1) = 2215mmL2max = L2min + 2l9sin (/2) = 2215 + 2940Sin45 = 3545mm l82 = L22min + l29 -2L2minl9COS(-)/2= 22152+ 9402 - 22215940cos135解得：l8 = 2995mm而EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130170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=10.4.5 铲斗机构基本参数的确定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D0：H2max-H3max = l3（sinD0 +1）9315-6485 =1550（sinD0 +1）D0 =55最大转角3max：3max = V0QVZ，其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选3max = 165。铲斗机构其它基本参数的计算 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14 铲斗机构计算简图Fig 14 Scoop organization calculation diagram在图14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。则有： l24 = KQ = k2 l3 = 0.291550 = 449.5mmL3max 与L3min 的确定:铲斗的最大挖掘阻力F3J max 应该等于斗杆的最大挖掘力，即F3J max = 138KN。粗略计算知斗杆挖掘平均阻力 F3J max = F3J max /2 =69KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J： （8） = = 3.08106 N.m 由图14知，铲斗油缸推力所做的功W3： （9） = 由功的守恒知铲斗油缸推力所做的功W3 应该等于铲斗挖掘阻力所做的功W3J ： W3 = W3J （10）将 （8）、 （8）式代入 （10）中计算可得：L3min = 1720mm则 L3max =3 L3min =2750mm剩余未选定的基本尺寸大部分为连杆机构尺寸，其应满足以下几个条件：挖掘力的要求：铲斗油缸的挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，当斗齿尖处于V1时，斗杆油缸的理论挖掘力应不低于最大挖掘阻力的80%。 即PD080% PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时V1QV应为30。在保证以上两个条件，通过经验公式和同斗容的其它机型的测绘对照，初步选定剩余的基本尺寸如下：HK = 500mm； HN = 600mm；NQ = 686mm； FN = l2-NQ = 2314mm； GF = 800mm；由预选GFN = 60则 GN = 2035mm至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。5 斗杆的结构设计和强度校核 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表明，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：1） 动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。2） 斗杆油缸的力臂最大。3） 铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。4） 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：1） 动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂处。2） 斗杆油缸的力臂最大。3） 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。4） 挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力 Wk的作用。 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15所示。取工作装置为研究对象，如图16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。 当动臂油缸全缩时，通过前面的章节可以得出21 = 45，由图15可知CF的向量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15 斗杆第一工况时的工作装置简图Fig 15 The first condition of computing devices sketch HK-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16 铲斗受力分析简图Fig 16 Scoop stress analysis diagram可以表示为：FC = 由前面的章节计算结果知：ZFC = 24.5，并初选DF = 3000mm。在DEF中 DEF=90cosEFD = EF/DF = 940/3000=0.3133解得：EFD = 72在CDEF中 EFC =ZFC+DFZ+EFD= 24.5+10+72=106.5EFQ在前一章节已经初定为150由以上的角度关系知：FV = = OV = OC + CF + FV =则 =1542mm 由连杆机构的传动比可知