挖掘机工作装置设计_图文

1、目录1绪论 . 31.1课题背景及目的 . 31.2国内外研究状况 . 31.3 课题研究方法 . 41.4 论文构成及研究内容 . 42总体方案设计 . 52.1 工作装置构成 . 52.2 动臂及斗杆的结构形式 . 72.3 动臂油缸与铲斗油缸的布置 . 72. 4 铲斗与铲斗油缸的连接方式 . 72.5 铲斗的结构选择 . 82.6 原始几何参数的确定 . 93 工作装置运动学分析 . 103.1 动臂运动分析 . 103.2 斗杆的运动分析 . 113. 3 铲斗的运动分析 . 123.4 特殊工作位置计算： . 164基本尺寸的确定 . 194.1 斗形参数的确定 . 194.2 动

2、臂机构参数的选择 . 194.2.1 1与A 点坐标的选取 . 194.2.2 l1与l2的选择 . 204.2.3 l41与l42的计算 . 204.2.4 l5的计算 . 204.3 动臂机构基本参数的校核 . 224.3.1 动臂机构闭锁力的校核 . 224.3.2 满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核 . 244.3.3 满斗处于最大高度时, 动臂提升力矩的校核 . 254.4 斗杆机构基本参数的选择 . 254.5 铲斗机构基本参数的选择 . 274.5.1 转角范围 . 274.5.2 铲斗机构其它基本参数的计算 . 275工作装置结构设计 . 295.1斗杆的结构设计 .

3、 295.1.1 斗杆的受力分析 . 295.1.2 结构尺寸的计算 . 385.2动臂结构设计 . 405.2.1第一工况位置 . 415.2.2 第二工况位置： . 455.2.3内力图和弯矩图的求解: . 485.3 铲斗的设计 . 535.3.1铲斗斗形尺寸的设计 . 535.3.2铲斗斗齿的结构计算： . 545.3.3 铲斗的绘制： . 556 销轴与衬套的设计 . 566.1 销轴的设计 . 566.2 销轴用螺栓的设计： . 576.3 衬套的设计： . 577 总结 . 58参考文献 . 58 致谢 . 错误！未定义书签。附件一 开题报告 . 59 附件二 外文翻译 . 错误

4、！未定义书签。挖掘机工作装置结构设计1绪论1.1课题背景及目的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

5、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。1.2国内外研究状况当前，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

6、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）

7、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。1.3 课题研究方法本文作者对三一重工生产的SANY200C 进行现场测绘，取得了工作装置的大体数据资料。再结合同济大学出版的单斗液压挖掘机，利用旋转矢量法和力学知识分别对单斗液压挖掘机的工作装置进行运动学分析和力学计算。根据运动学分析和力学计算的结果得到工作装置的基本尺寸和结构尺寸。然后用CAD 软件进行二维和三维图的绘制。1.4 论文构成及研究内容本论文主要对由动臂、斗杆、铲斗、销轴、连杆机构组成挖掘机工作装置进行设计。具体内容包

8、括以下五部分:(1 挖机工作装置的总体设计。(2 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析。(3 工作装置各部分的基本尺寸的计算和验证。(4 工作装置主要部件的结构设计。(5 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。2总体方案设计2.1 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-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆.图2-1 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

9、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

10、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，处理的具体简图如2-2所示。进一步简化得图如2-3所示。 图2-2 工作装置结构简图 1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸；7、动臂油缸图2-3 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

11、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L 1、斗杆油缸长度L 2、铲斗油缸长度L 3决定，当L 1、L 2、L 3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定2。2.2 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。2.3 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

12、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2-4所示。 1-动臂； 2=动臂油缸 图2-4 动臂油缸铰接示意图2. 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2-5所示。 1-斗杆； 2-连杆机构；

13、3-铲斗 图2-5 铲斗连接布置示意图2.5 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。综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2-6所示。 图2-6 铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-7所示。 1-卡销 ；2 橡胶卡销；3 齿座； 4斗齿图2-7 卡销式斗齿结构示意图

14、2.6 原始几何参数的确定（1）动臂与斗杆的长度比K 1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，K 1取在1.52.0之间，初步选取K 1=1.8，即l 1/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：l 3=1600mm（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“要求。初选动臂油缸内径D 1=140mm，活塞杆的直径d 1=90mm。斗杆油缸的内径D 2=140mm，活塞杆的直径d 2=90mm。铲斗油缸的内径D 3=110mm，活塞杆的直径d 3=

15、80mm。又由经验公式和其它机型的参考初选动臂油缸行程L 1=1000mm，斗杆油缸行程L 2=1500mm，铲斗油缸行程L 3=1300mm。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P g =34.3MPa。3 工作装置运动学分析3.1 动臂运动分析 :min 1L 动臂油缸的最短长度；:max 1L 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3-1 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L 1的函数。如图3-

16、1所示，图中:min 1L 动臂油缸的最短长度；:max 1L 动臂油缸的伸出的最大长度；:min 1动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；:max 1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：L 12 = l72+l52-2×COS1×l7×l51 = COS-1（l 72+l52- L12）/2×l7×l5 (3-1 在三角形BCF 中：l 222 = l72+l12-2×COS20×l7×l120 =

17、 COS-1（l 72+ l12- l222）/2×l7×l1 (3-2由图3-3所示的几何关系，可得到21的表达式：21 =20+11-1 (3-3当F 点在水平线CU 之下时21为负，否则为正。 F 点的坐标为X F = l30+l1×cos21Y F = l30+l1×Sin21 (3-4C 点的坐标为X C = XA +l5×COS11 = l30Y C = YA +l5×Sin11 (3-5动臂油缸的力臂e 1e 1 = l5×SinCAB (3-6显然动臂油缸的最大作用力臂e 1max = l5，又令 = l1m

18、in / l5, = l7/ l5。这时L 1 = Sqr （l 72-l 52）= l5 × Sqr（2-1）1 = cos-11/ (3-73.2 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l 2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L 2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3-2 斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF 中L 22 = l82+ l92-2×COS2×l8×l92 =

19、COS-1（L 22- l82-l 92）/2×l8×l9 (3-8 由上图的几何关系知2max =2 max-2min (3-9则斗杆的作用力臂e 2 =l9Sin DEF (3-10显然斗杆的最大作用力臂e 2max = l9，此时2 = COS-1（l 9/l8），L 2 = sqr （l 82-l 92）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

20、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：在三角形HGN 中22 = HNG = COS-1（l 152+l142-L 32）/2×l15×l1430 = HGN = COS-1（L 32+ l152- l142）/2×L3×l1432 = GMN = - MNG - MGN = -22-30 (3-11 在三角形HNQ 中l 272 = l142 + l212 + 2×COS23×l14×l21HNQ = COS-1（l 212

21、+l142- l272）/2×l21×l14 (3-12 在三角形QHK 中27 = QHK= COS-1（l 292+l272-L 242）/2×l29×l27 (3-13在四边形KHQN 中NHK=NHQ+QHK (3-14铲斗油缸对N 点的作用力臂r 1r 1 = l13×Sin32 (3-15 连杆HK 对N 点的作用力臂r 2r 2 = l13×Sin NHK (3-16 而由r 3 = l24，r 4 = l3 有3连杆机构的总传动比i = （r 1×r3）/（r 2×r4） (3-17 显然3-17式

22、中可知，i 是铲斗油缸长度L 3的函数，用L 3min 代入可得初传动比i 0，L 3max 代入可得终传动比i z 。（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 (3-18 其中，在三角形NFQ 中7 = NQF= COS-1（l 212+l22- l162）/2×l21×l2 (3-19 10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。当铲斗油缸长度L 3分别取L 3max 和L 3min 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 (3-20铲斗的摆角范围: 3 = 3max -3mi

23、n (3-21 图3-3 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X V 和Y V ，是L 1 、L 2、L 3的函数只要推导出X V 和Y V 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 (3-22 在三角形CDF 中：DCF 由后面的设计确定，在DCF 确定后则有： l 82 = l62 + l12 - 2×COSDCF×l1×l6 (3-23 l 62 = l82 + l12 - 2×COS3×l1×l83 = COS -1（l

24、82+l12l 62）/2×l1×l8 (3-24 在三角形DEF 中L 22 = l82 + l92 - 2×COS2×l8×l9 图3-4 齿尖坐标方程推导简图1则可以得斗杆瞬间转角22 = COS-1（l 82+l92- L22）/2×l8×l9(3-254、6在设计中确定。由三角形CFN 知：l 28 = Sqr（l 162 + l12 - 2×COS32×l16×l1） (3-26 由三角形CFQ 知：l 23 = Sqr（l 22 + l12 - 2×COS32×

25、l2×l1） (3-27 由Q 点知：35= CQV= 233-24-10 (3-28 在三角形CFQ 中：l 12 = l232 + l32 - 2×COS33×l23×l333 = COS-1（l 232+l32- l12）/2×l23×l3 (3-29 在三角形NHQ 中：l 132 = l272 + l212 - 2×COS24×l27×l2124 =NQH=COS-1l272+l212 -l132）/2×l27×l21 (3-30 在三角形HKQ 中：l 292 = l272

26、 + l242 - 2×COS26×l27×l2426 =HQK=COS-1l272+l242l 292）/2×l27×l24 (3-31 在四边形HNQK ：NQH =24 +26 (3-32 20 = 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。3.4 特殊工作位置计算：（1） 最大挖掘深度H 1max 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

27、点；Q -铲斗下铰点；K -铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖.图3-5 最大挖掘深度计算简图如图3-5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:H 1max = YV = YFmin l 2l 3= YC +l1Sin21min l 2l 3= YC +l1Sin （1-20-11）l 2l 3 (3-33（2） 最大卸载高度H 3max 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-

28、6 最大卸载高度计算简图如图3-6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:sin( sin(112132211211max 3-+-+=MAX MAX MAX C QMAXl l Y Y H (3-34 （3） 水平面最大挖掘半径R 1maxNH -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3-7 停机面最大挖掘半径计算简图如图3-7所示，当斗杆油缸全缩时，F . Q. V三点共线

29、，且斗齿尖v 和铰点C 在同一水平线上，即Y C = YV ，得到最大挖掘半径R 1max 为:R 1max =XC +L40 (3-35 式中：L 40 = Sqr（L 1+L2+L3）2-2×（L 2+L3）×L1×COS32max (3-36（4） 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：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm 。（5） 最大挖掘高度H 2max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

30、和最大卸载高度工况的分析类似。4基本尺寸的确定4.1 斗形参数的确定斗容量q ：在设计任务书中已给出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1：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）×0.3÷0.4= 1.0975m再参考其它机型的平均斗宽预初定B = 1.05m = 1050mm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 

31、5; R 2B （2-Sin2）K S 中，K S 为土壤的松散系数，取值为1.25，将q = 0.9 m3和B = 1.05m代入上式有：2-Sin2 = 0.6522 = 47°铲斗两个铰点K 、Q 之间的间距l 24和l 3的比值k 2的选取：l 24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度3，初选特性参数k 2 = 0.29。由于铲斗的转角较大，而k 2的取值较小，故初选10 = KQV =105°。4.2 动臂机构参数的选择4.2.1 1与A 点坐标的选取初选动臂转角1 = 120由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k 3 = 1.4 （k 3

32、= L42/L41） 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：X A = 450 mm ；Y A = 1200mm4.2.2 l1与l2的选择由统计分析，最大挖掘半径R 1值与l 1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R 1、已初步选定的l 3和k 1，结合经验公式有：l 2 = （R -l3）/（1+ k1）= （9885-1600）/（1+1.8）= 2960mm则l 1 = k1l 2 = 1.8 × 2960 = 5330mm4.2.3 l41与l42的计算如图4-1所示，在三角形CZF 中：mmk k l l 2552120cos

33、4. 124. 1cos 221323141=-+=-+=l 42 = k3l 41 = 1.4×2552 = 3574 mm3 9= ZFC = COS -1（l 422+l12l 412）/2×l1×l42 = 24.5°4.2.4 l5的计算由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k 4 = 0.411的取值对特性参数k 4、最大挖掘深度H 1max 和最大挖高H 2max 均有影响，增大11会使k 4减少或使H 1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选11 = 62.5°。斗杆油缸全缩时， CFQ =32 8最大，依经验统计和便于计算，

34、初选（32 8）max = 160° 。由于采用双动臂油缸，BCZ 的取值较小，初取BCZ = 5°如上图4-1所示，在三角形CZF 中：ZCF= -1-39= 180°-120°-24.5° = 35.5°BCF=3=ZCF-ZCB=35.5°-5° = 30.5°由3-34和3-35有H 3max = YC +l1Sin （1-20-11）l 2l 3 (4-1= YA + l5 Sin11+l1Sin （1max -2-11）+l2 Sin（1max +32 max -11-8-2-180） l 3

35、 H 1max = l2+l3+l1Sin （11-1min +2）- l5 Sin11- YA (4-2 由4-1、4-2式有：H 1max + H 3max = l 1Sin （1max -2-11）+ l 2 Sin （1max +32 max -11-8-2-180）+ l 1Sin （11-1min +2）+ l2 (4-3令 A =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93B = A + （32 8）max = 93 +（-160）=-67将A 、B 的值代入4-3式中有H 1max + H 3max - l 1Sin（1max -93）+ Sin （93 -1min ） +

36、l 2 Sin（1max +67）+1= 0 (4-4又特性参数k 4 = Sin1max / 1Sin1min则有 Sin1min = Sin1max / 1 k4= Sin1max /0.65 (4-52max 1min12min 165. 0sin (sin cos -=-= (4-6将4-5、4-6代入到4-4式中 6485+6630-5400×Sin （1max -93）+ Sin（93 -1min ） + l2 Sin （1max +67） = 0 (4-7解之： 1max = 160°1min = 45°由4-2式有H 1max = l 2+l 3+

37、l 1Sin （11-1min +2）- l 5 Sin11- Y Al 5 = l 2+l 3+l 1Sin （11-1min +2）- Y A - H 1max / Sin11= 1600+2960 +5330Sin （93°-45°）- 1200- 6630/ Sin62.5°= 780mm而1min 与1max 需要满足以下条件1min = COS-1（2+1-2）/2 (4-8 1max = COS-1（2+1-122）/2 (4-9将1max 、1min 的值代入4-8、4-9中得： = 2.61 = 3.22而+ 1 = 2.61 + 1 = 3.6

38、1 (4-10（1 + ）/ = 4.22/2.61 = 1.62 （= 1.6） (4-11 、满足4-10、4-11两个经验条件，说明、的取值是可行的。则l 7 = l5 = 3.22 × 780 = 2508mm (4-12L 1min =l5 = 2.61 × 780 =2035mm (4-13L 1max =1 L 1min = 1.6×2035 = 3257mm (4-14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4.3.1 动臂机构闭锁力的校核正常的挖掘阻力 W 1J ：D BAZX R C W +-=35. 1max

39、max 1cos 1 (4-15 在4-15式中，W 1 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3；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1600mm ；max 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max = = 52.5°；B 切削刃宽度影响系数，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×1.05 = 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，

40、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 = 1.35 × 104N 。将以上的数值代入到4-15式中可以解得： W 1J = 0.53× 105 N 。由图3-7知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M 1J ：M 1J = W1J （H 1max + YC ）= 0.53× 105×（6.63 +1.56）= 4.34× 105 N.m (4-16 动臂油缸的闭锁力F 1F 1 = P1×S1 （S 1：动臂油缸小腔的作用面积）=

41、 3.43×107××（702 452）×10-6= 3.1×105 N最大挖掘半径工作装置自身重力所产生的力矩M G ：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G 1 = 1320kg 斗杆G 2 = 700kg铲斗G 3 = 700kg 斗杆缸G 4 = 200kg铲斗缸G 5 = 115kg 连杆机构G 6 = 130kg动臂缸G 7 = 350kg当处于最大挖掘深度时：1 =1min = 45°2 =1 +21 -11=45

42、6;+47°62.5°=30.5°由图3-7有M G （G 1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ）l 1COS 2= （660+700 +700 +200 +115 +130+350 ）×5.33×COS 2= 0.134 ×105N.m (4-17 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）：M 3 = F1×l7 × l5 Sin1min / l1min + MG= 2×3.1×105 ×2.508×0.78×Sin 45/2.035

43、 + 0.134×105= 4.354×105 N.m M 1J = 4.34×105 N.m (4-18在4-18中说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于平均挖掘阻力，满足要求。4.3.2 满斗处于最大挖掘半径时动臂油缸提升力矩的校核 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4-1 最大挖掘半径时工作装置结构简图工作装置重量G G+D =G2 +G3 +G5 +G6=

44、 700 + 700 + 115 + 130= 1645kg 1.8q ×103 （q ：斗容）按经验公式取土的重量：G T = 1.7q×103 = 1530kg当处于最大挖掘半径时，工作装置简图如图4-1所示，则有：M Z = 10×G 1+4 ×l 1 /2 + G G+D（l 1 + 0.7 l 2）+ G T （l 1 + l 2 + l 3 /2）= 10×（1320+200）×2.665 + 1645×（5.33+0.7×2.96）+ 1530×（5.33+2.96-0.8） = 2.77&

45、#215;105 N.m动臂油缸的推力： F 1 = P1 S1 = 3.14×107××702×10-6=4.83×105 N在如图3-3所示，在三角形CAB 中：ACB =2 +11 +21=30.5+62.5+0 = 93mml l l l BCAC ACB COS BC AC AB L 254097cos 2275272522221=-+=-+=L 1 e 1 = AC×BC×SinACB (4-19即:2665×e 1 = 780×2508×Sin 93°e 1 = 733

46、mm则此时斗杆油缸提升力矩:M T = F1 e1= 31.4×106××(702×10-6×2×0.78 = 1.46×106 N.m M Z (4-20故满足要求4.3.3 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3-6，此时动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩。 1 =1max =160° 32 =32max = 160°2 = 30.5°21 =1-（2 +11）= 160°-（30.5° + 62.5°） = 67°37 =

47、32 - （-21）=160°-（180°-67°） = 47°则工作装置所受重力和土的重力所产生的载荷力矩M Z ：M Z = G1+4 H 1 + GG+D（H 1+l2COS39/2）+ GT （H 1+l2COS39l 3/2）= （1320+200）×3.64 + （3.64+2.96×COS 47°/2）×1645+ 1530×（3.64+2.96×COS 47°-1.6/2） (4-21= 1.85×105 N.m此时对于动臂油缸而言：L 1 = L1max = 3257 mm 1 =1max = 160°同4-19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e 2 = 205 mm此时动臂油缸的提升力矩M T 可参考4-20求得：M T = 2.2×105 N.m M Z 说明满足要求。4.4 斗杆机构基本参数的选择 D ：斗杆油缸的下铰点；E ：铲斗油缸的上铰点；F