毕业设计（论文）反铲式单斗液压挖掘机工作装置设计

1、摘要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，挖掘机市场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。而工作装置作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。反铲式单斗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

2、于成熟。而关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，巩固所学的知识和提高设计能力。目录摘要.1引言.3第一章 总体方案设计41.1 工作装置构成41.2动壁及斗杆的结构形式61.3动壁油缸与铲斗油缸的布置61.4铲斗与铲斗油缸的链接方式71.5铲斗的结构选择81.6原始几何参数的确定9第二章 工作装置运动学分析102.1 动壁运动分析102.2 斗杆运动的分析122.3 铲斗的运动分析13第三章 工作装置结构设计183.1 斗杆的结构设计193.

3、2 动壁的结构设计213.3 结构计算22参考文献25致谢.26引言当前，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。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号1。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

4、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。第一章 总体方案设计1.1 工作装置构成1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动

5、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1-1 工作装置组成图 图2-1为液压挖掘机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、连杆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

6、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2。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3。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由

7、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。1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸图1-2 工作装置结构简化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，即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。1.2 动臂及斗杆的结构形式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3，且有利于得到较大的挖掘深度。斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖

8、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，故也采用整体式斗杆。1.3 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1-3所示。21 1-动臂； 2=动臂油缸图1-3 动臂油缸铰接示意图1. 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

9、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1-4所示。2331-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗图1-4 铲斗连接布置示意图1.5 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1：（1） 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。（2） 要使物料易于卸尽。（3） 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

10、考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图1-5所示。图1-5 铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如1-6所示。1-卡销 ；2 橡胶卡销；3 齿座； 4斗齿图1-6卡销式斗齿结构示意图1.6 原始几何参数的确定（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1.52.0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在任务书中已经给出：q =0.9 m3按经验公式和比拟法初选：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和“三化“

11、要求。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：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。第二章 工作装置运动学分析2.1 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

12、油缸的上铰点；c：动臂的下铰点.图2-1 动臂摆角范围计算简图1是l1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是l1的函数。如图3-1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：在三角形abc中：l12 = l72+l52-2×cos1×l7×l51 = cos-1（l72+l52- l12）/2×l7×l5在三角形bcf中：l222 = l72+l12-2×cos

13、20×l7×l120 = cos-1（l72+ l12- l222）/2×l7×l1由图3-3所示的几何关系，可得到21的表达式：21 =20+11-1 当f点在水平线cu之下时21为负，否则为正。f点的坐标为 xf = l30+l1×cos21 yf = l30+l1×sin21c点的坐标为 xc = xa+l5×cos11 = l30 yc = ya+l5×sin11动臂油缸的力臂e1 e1 = l5×sincab显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/

14、 l5。这时l1 = sqr（l72-l52）= l5 × sqr（2-1）1 = cos-11/2.2 斗杆的运动分析如下图3-2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； 斗杆摆角.图2-2 斗杆机构摆角计算简图在三角形def中l22 = l82+ l92-2×cos2×l8×l92 = cos-1（l22- l82-l92）/2×l8×

15、;l9由上图的几何关系知2max =2 max-2min则斗杆的作用力臂e2 =l9sindef显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时2 = cos-1（l9/l8），l2 = sqr（l82-l92）2. 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3-5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点为曲柄与斗杆的铰点，m点为铲斗油缸与曲柄的铰点，h点为曲柄与连杆的铰点1。（1） 铲斗连杆机构传动比i利用图3-3，可以知道求得以下的参数：在

16、三角形hgn中 22 = hng = cos-1（l152+l142-l32）/2×l15×l1430 = hgn = cos-1（l32+ l152- l142）/2×l3×l1432 = hng = - mng - mgn = -22-30 在三角形hnq中l272 = l132 + l212 + 2×cos23×l13×l21nhq = cos-1（l212+l142- l272）/2×l21×l14在三角形qhk中27 = qhk= cos-1（l292+l272-l242）/2×l29

17、×l27在四边形khqn中nhk=nhq+qhk铲斗油缸对n点的作用力臂r1r1 = l13×sin32连杆hk对n点的作用力臂r2r2 = l13×sin nhk而由r3 = l24，r4 = l3 有3连杆机构的总传动比i = （r1×r3）/（r2×r4）显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度l2的函数，用l2min代入可得初传动比i0，l2max代入可得终传动比iz。（2） 铲斗相对于斗杆的摆角3铲斗的瞬时位置转角为 3 =7+24+26+10其中，在三角形nfq中7 = nqf= cos-1（l212+l22- l162）/2

18、5;l21×l210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3max和3min，于是得铲斗的瞬间转角:3 = 3-3min 铲斗的摆角范围: 3 = 3max-3min 图2-3 铲斗连杆机构传动比计算简图（3） 斗齿尖运动分析见图3-4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，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下:由f点知：32= cfq= 3-4-6-2在三角形cdf中：dcf由后面的设计确定，在dcf确定后则有：l82 = l62 + l12 -

19、2×cosdcf×l1×l6l62 = l82 + l12 - 2×cos3×l1×l8 3 = cos-1（l82+l12l62）/2×l1×l8在三角形def中l22 = l82 + l92 - 2×cos2×l8×l9 图2-4 齿尖坐标方程推导简图1则可以得斗杆瞬间转角2 2 = cos-1（l82+l92- l22）/2×l8×l94、6在设计中确定。由三角形cfn知：l28 = sqr（l162 + l12 - 2×cos32×l16

20、×l1）由三角形cfq知：l23 = sqr（l22 + l12 - 2×cos32×l2×l1）由q点知：35= cqv= 233-24-10在三角形cfq中：l12 = l232 + l32 - 2×cos33×l23×l3 33 = cos-1（l232+l32- l12）/2×l23×l3在三角形nhq中：l132 = l272 + l212 - 2×cos24×l27×l21 24 =nqh=cos-1l272+l212 -l132）/2×l27×

21、;l21在三角形hkq中：l292 = l272 + l242 - 2×cos26×l27×l24 26 =hqk=cos-1l272+l242l292）/2×l27×l24在四边形hnqk：nqh =24 +2620 = kqv，其在后面的设计中确定。在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值第三章 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

22、为受力分析的依据。但结构件不利的工况和在该工况下的危险截面往往不止一个，这需要分别计算出尺寸再综合考虑，取其中的最大值作为最后的确定尺寸。3.1斗杆的结构设计3.1.1 斗杆的受力分析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）（2） 动臂位于动臂油缸对铰点a的最大作用力臂e1max处。（3） 斗杆油缸的力臂最大。（4） 铲斗齿

23、尖位于f、q两铰点的连线上或铲斗位于最大挖掘力位置。（5） 挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力 wk的作用。+3.1.2 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。由图5-9、图5-10、图5-11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，然后以此为基础再求解其它尺寸。3.1.2.1 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3-1所示。斗杆主要受到弯矩的作用，故要找出斗杆中的

24、最大弯矩进行设计计算。根据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3-1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。在斗杆中取安全系数，则斗杆的许用安全应力为： 3.2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。以此为基础，就可以计算出动臂上的其他尺寸。3.2.1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：（1） 动臂油缸全缩。（2） f、q、v在同一条直线上，其连线与x轴垂直。（3） 铲斗挖

25、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5-16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3-2 第一工况位置工作装置简图3.2.2 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：（1） 动臂油缸的作用力臂最大（2） 斗杆的作用力臂最大（3） 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5-18所示：，nh-摇臂；hk-连杆；c-动臂下铰点；a -动臂

26、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3-3 第二工况位置下工作装置简图3.3 结构计算：由以上两工况的内力图分析和比较知，应用第工况作为设计，而用第工况作为校核。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。因此我们首先要选择该截面进行计算，然后再以此为基础，就可以用作图法或计算得到动臂的其它结构尺寸。几个主要参数的预选：由现场测绘和经验统计，初步选择：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，故选择下动臂的侧板的厚度为。：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