单斗挖掘机工作装置的设计与计算

PAGEII摘要单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于房屋建筑、筑路工程、水利建设、农林开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起着十分巨大的作用。随着国家经济建设的不断发展，单斗挖掘机的需求量将逐年大幅度增长，其在国民经济建设中的作用将越来越显著。反铲装置作为单斗挖掘机工作装置的一种主要形式，在工程实践中占有重要地位。反铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对其作运动分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机反铲装置的基本轮廓。挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析。关键词单斗挖掘机；反铲装置；运动分析；力学分析；强度校核AbstractSinglebucketexcavatorisanimportantengineeringmachinery,widelyusedinhousingconstruction,roadconstruction,waterconservancy,agricultureandforestrydevelopment,portconstruction,nationaldefensefortifications,suchastheconstructionofearthandstoneminingandextractiveindustries,toreducetheheavymanualwork,Ensureprojectqualityandacceleratetheconstructionspeed,raisinglaborproductivityplayedahugerole.Withtheeconomicconstructionofthecountrycontinuestodevelop,thedemandforsinglebucketexcavatorswillbesubstantialgrowthyearafteryear,itsroleintheconstructionofthenationaleconomywillbecomemoresignificant.Backhoedeviceasasinglebucketexcavatorworkingdeviceasamajorformoftheprojectoccupiesanimportantpositioninpractice.Backhoeinstallationofthecomponentsofavarietyofdifferentshape,accordingtothedesignrequirementsfortheselectionofitsstructureandmotionanalysisfor.Then,tomeettherequirementsofthesportsorganizationsonthebasisoftheparametersoftheagencies,identifiedtheagenciessizeparameters,determinedexcavatorbackhoedevice'sbasiccontours.Miningandminingoftheresistanceisameasureofperformanceparametersoftheexcavatorimportantperformanceindicators,analysisandcalculationofitscrucial.Miningandminingthemaintargetsofresistanceandself-sizeparameters,andtheexcavationoftheconditionsaresubjecttonumerousrestrictions,dangerousworkingconditionsanalysisisthekeypoint.Analysisoftheexcavationonthebasisofthebarcanbehingedonthepointoftheanalysis,designagenciesandtherationalanalysis.Keywords：singlebucketexcavatorbackhoedevicemotionanalysismechanicalanalysisStrengthCheckPAGE61目录1绪论 11.1单斗液压挖掘机的种类特点 11.2挖掘机的发展概况 11.3国外挖掘机研究现状与发展动态 1液压挖掘机的发展方向 31.5本课题的研究目的及意义 31.6主要研究对象及内容 42单斗液压挖掘机反铲装置的运动学分析 52.1单斗液压挖掘机反铲装置的结构及工作特点 52.1.1单斗液压挖掘机反铲装置的结构组成 52.1.2单斗液压挖掘机反铲装置的工作特点 5反铲装置的设计原则 6反铲装置的方案选择 7反铲装置各机构的运动分析 82.4.1动臂机构的运动分析 92.4.2斗杆机构的运动分析 102.4.3铲斗机构的运动分析 113单斗液压挖掘机的动力学分析 133.1挖掘阻力的分析 133.1.1转斗挖掘阻力的分析 133.2挖掘力的分析 15挖掘的概念 15挖掘力的计算 164铲斗及单斗液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定 254.1铲斗参数的确定 25铲斗结构设计的基本要求 254.1.2铲斗主要参数的确定 25动臂机构参数的确定 26斗杆机构参数的确定 274.4铲斗机构参数的确定 294.4.1铲斗的转角范围 29铲斗机构的载荷分析 29铲斗机构结构布置的几何可容性要求 315工作装置的载荷分析和强度计算 325.1工况姿态的选取 325.1.1停机面最大挖掘半径（工况一） 325.1.2最深挖掘位置（工况二） 335.1.3动臂斗杆最大受力位置（工况三） 335.2动臂各铰点处受力分析 345.2.1斗杆各铰点的受力分析 345.2.2动臂各铰点的受力分析 365.3许用应力和其它问题 365.4设计合理性分析 37结论 39致谢 40参考文献 41附录 42附录1 42Electro-hydraulicdrumbrakes 491绪论1.1单斗液压挖掘机的种类特点挖掘机的类型和构造型式很多，可按照挖掘工作原理、用途、构造特征等进行划分。按照挖掘机的作业过程，可分成周期作业式和连续作业式两类；按照用途，单斗挖掘机分为建筑型、采矿型和剥离型等；按照动力装置，挖掘机有电驱动、内燃机驱动和复合驱动等；按照传动方式，挖掘机分为机械传动式、液压传动式和混合传动式。单斗挖掘机工作装置的型式很多，对液压传动的挖掘机来说，常用的基本型式有反铲、正铲、抓斗、装载和起重装置等，本文研究的是单斗反铲液压挖掘机。单斗反铲液压挖掘机是一种采用液压传动并且以一个反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起来的，是目前挖掘机械中最重要的机种之一。反铲装置是中小型液压挖掘机的主要工作装置，主要应用于挖掘停机面以下的土壤(基坑、壕沟等)，其作业过程是以铲斗的切削刃(通常装有斗齿)切削土壤并将土装入斗内；斗装满后提升，回转到卸土位置进行卸土；卸完后铲斗再转回到原位置并下降到挖掘面进行下次挖掘；当挖完一段土后，机械移位，以便继续工作。1.2挖掘机的发展概况挖掘机械的最早雏形，远在十六世纪于意大利威尼斯用于运河的疏浚工作。随着工业发展，科学技术的进步，单斗挖掘机也由于新技术、新工艺的采用而不断地发展改进,但它的基本工作原理至今未变。动力装置以及控制方式的不断革新，基本上反映了挖掘机发展的以下几个阶段：1、蒸汽机驱动的挖掘机，从发明到广泛应用，大约经历了100年。当时主要用于开挖运河和修建铁路。结构型式由轨道行走的半回转式，发展到履带行走的全回转式。2、挖掘机传动型式的液压化，是挖掘机由机械传动型式的传统结构发展到现代结构的一次跃进。随着液压传动技术的迅速发展，四十年代至五十年代初挖掘机开始应用于液压传动，并且由半液压发展到全液压传动。产量日益增长，六十年代初期液压挖掘机产量占挖掘机总产量的15%，发展到七十年代初期占总产量90%左右，近年来，西欧市场出售的挖掘机几乎己全部采用液压传动。与此同时，斗轮挖掘机、轮斗挖沟机等工作装置和臂架升降等部分也采用了液压传动。大型矿用挖掘机在基本传动型式不变的情况下，其工作装置也改为液压驱动。3、控制方式的不断革新，使挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操作和电气控制，无线电遥控。最近又出现了电子计算机综合程序控制，控制人员可在远离施工现场的集中控制室内通过工业电视监视数台挖掘机工作。1.3国外挖掘机研究现状与发展动态挖掘机在技术发展的阶段上经历了三次飞跃。第一次是柴油机的出现，使挖掘机有了较理想的动力装置；第二次是液压技术的广泛应用，使挖掘机有了较理想的控制系统；第三次是机电液一体化、智能化技术的应用，使挖掘机面貌焕然一新。挖掘机具有挖掘、装载、卸载和整机移动等功能，可连续高效地工作。据统计，各种土方作业中约有65%-70%的土方量是由挖掘机来完成的。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。主要发展方向是采用遥控及微机控制的自动化技术，整个机组具有以下主要特点：功率增大；独立作业性强；配件标准化；能降低噪声、振动。同时，随着计算机技术和数值分析方法的发展，有限元方法在机械结构分析中得到广泛应用，取得了令人瞩目的成果。有限元分析法已成为现代机械产品设计的一个重要工具。资料文献检索发现，国外不论在挖掘机的整机还是部件的设计上都有比较成熟的技术。国外挖掘机生产企业，利用有限元与优化设计相结合进行结构的形状优化。它使液压挖掘机的设计从经验的、静止的、随意性较大的传统设计逐步发展到自动化程度高，设计周期短，设计方案优越，计算精度高的现代化设计。我国从1958年开始研制液压挖掘机，逐步形成了中小型液压挖掘机系列。然而在液压挖掘机机电一体化进程中，我国远远落后于技术先进国家。我国液压挖掘机工业在1983年以后采用引进技术进行生产的方法，加快了液压挖掘机的发展，这种引进技术的方式，是在较高的起点上，在较短的时间内，用较少的资金提高技术水平，促进技术进步的捷径。计算机技术在液压挖掘机产品开发、研制中的作用愈来愈大。但是由于受客观条件的限制，在产品设计制造中大多采用传统的方法和理论。引进挖掘机技术时，只注意了整机技术，将有限元分析方法应用到挖掘机动臂结构动态设计、分析及优化还不是很多，往往都是静态分析，特别是通过完整的试验进行验证就更少。现在国内外正在通过动力学研究的设法提高产品的设计质量，以求在根本上保证产品的动强度和可靠性，另外振动和噪声被认为是工程机械作业时的两大公害，随着动臂强度要求越来越高，机械重量如何减轻也显得越来越重要，因此对挖掘机动臂进行结构的动态分析、试验验证以及进一步优化，显得越来越迫切。挖掘机的有限元分析是伴随着有限元理论和有限元软件的广泛应用而迅速发展起来的，特别是自20世纪八十年代以来，随着国外几种商用有限元软件进入我国，挖掘机有限元分析的研究己初具规模。在众多有限元软件中，比较可靠的有国外的ANSYS，NASTRAN，MOCAL，ALGOR等，国内真正通用的还几乎没有，所能做到的只是一些用于某种单元或是某个机构的有限元分析。目前，利用有限元软件对挖掘机进行分析，其所做的工作可以归纳为以下几个方面：1、工作装置的运动分析对工作装置的运动分析，关系到挖掘机的力学分析，是其它分析与设计(如控制)的基础。这方面的研究成果很多，理论基础也比较成熟。2、有限元的分析自国外几家大型有限元软件在我国投放以来，有限元分析在很多领域得到应用。其中有很多是挖掘机的有限元分析。一般来说，这类分析主要集中在对某些部件的研究上。对整体机构进行有限元分析既可以提高我国设计能力和设计水平，反过来又可以利用有限元分析来解决挖掘机在使用中出现的问题。总之，由于有限元单元法在我国应用比较晚，且主要集中在力学领域，因此对挖掘机的有限元分析还存在一定的局限性。可以预见，随着大型和超大型挖掘机的不断涌现，合理地设计各构件更加重要。同Pro/Mechanica分析软件相比，绝大部分有限元分析软件(如ANSYS分析软件)的几何建模功能比较弱，这些有限元软件通常通过IGES格式或者STEP格式进行数据交换，而这样做最大的弊端在于容易造成数据的丢失，因此常常需要花费大量的时间与精力进行几何模型的修补工作。而利用Pro/Mechanica进行分析，恰好可以克服上述缺点，Pro/Mechanica作为Pro/Engineer集成模块，是设计机构运动和进行有限元计算强有力的工具。且实践证明其分析的结果也较精确，完全可以满足工程设计的需要。1.4液压挖掘机的发展方向单斗液压挖掘机的研制和改进主要的发展方向在于：1、发动机功率的充分有效利用，通过各种途径使机械多做有效功，其中包括动力装置与液压传动的最佳匹配，提高传动效率，能量回收，高效液压系统的研究等；2、铲斗挖掘力的充分发挥，挖掘力大小和有效作用范围是衡量各种液压挖掘机工作能力的重要指标，目前通过优化程序实现工作装置铰点最佳布置，采用高压与超高压技术，提高整机稳定性等方面进行研究；3、缩短工作循环周期，提高机械生产率，包括整机性能研究(作业循环、回转和行走性能的研究)，发展专用机械和工作装置以及机械大型化和小型化等；4、机械可靠性研究，是各国十分重视的一项内容，关键在于设计的合理化和材料工艺的研究，包括摩擦磨损机理的研究和新材料的应用，在试验手段方面，进行挖掘机整机和液压传动的快速试验研究，以及结构件快速疲劳试验和寿命预测的研究等；5、司机室安全舒适性以及维护保养的方便性对挖掘机的有效利用有极大影响，从人体生理学和环境工程的观点来研究操作舒适性和振动噪音对司机和环境的影响，以及控制空气的污染等，各国已做了大量工作，国内也逐渐予以注意。1.5本课题的研究目的及意义中国国土面积大，各项建设事业正处于蓬勃发展过程中，对挖掘机的需求量大。世界上工业发达国家著名的挖掘机制造商几乎全部进入中国，不少国有和民营企业也看好中国的挖掘机市场，纷纷进入挖掘机行业，进行挖掘机产品的生产和开发，而且产品的产量随着市场的需求量的提高而不断增长。中国已成为世界最大的挖掘机市场，正在成为世界挖掘机的制造中心。但是必须注意，中国目前虽然已成为挖掘机需求和生产的大国，但决不是强国。国际水平的研发中心不在中国，挖掘机关键配套零部件也不在中国。在挖掘机关键的核心技术研究与掌握方面，国内企业与国外企业差距很大，特别是国内企业在挖掘机的基础理论研究方面投入的人力、财力严重不足。这些年来，我们取得了长足的进步，大大缩小了与国外先进技术的差距，但如果今后技术创新(包括设计技术和制造技术等方面上稍有懈怠，与国外先进技术的差距仍然会拉大，因此可以说今后国内挖掘机企业的任务仍然十分艰巨。由于历史的原因，原本的国有挖掘机企业因为人才流失，资金不足，技术不高，造成自主研发能力不高，设计方法落后；而改革开放后的合资企业和外资企业，只是根据国外的设计图纸进行批量生产，基本不进行设计，所以中国的挖掘机设计手段比较落后，常常凭借经验进行设计制造，造成生产的挖掘机存在一些缺陷，在三包期间常出现故障，做不到等寿命设计，对厂商和买家造成不小的经济损失。以往液压挖掘机的新产品开发过程是前期设计完成后，进行样机试制，然后经过现场挖掘试验或强度测试，若发现问题→改进→再试验→再修改，复修改直到满足设计要求后，再批量投产。这种开发过程的周期长、风险大、成本高、上市慢，限制了企业的市场竞争力。目前国内企业在设计挖掘机时仍以测绘类比为主，强度计算仍采用材料力学方法，对挖掘机结构件应力分布情况缺乏定量的了解。并且，挖掘机作业外载荷又复杂多变，传统的材料力学方法难以满足设计上的需要。所以非常有必要将现代设计方法和有限元方法应用于挖掘机工作装置的结构设计和性能分析，以提高挖掘机工作装置的可靠性，对结构进行优化、减轻工作装置重量、提高工作效率、减少能耗，从而提高挖掘机生产企业的设计水平和自主开发能力。1.6主要研究对象及内容1、根据液压挖掘机的工作条件及设计参数要求，参考挖掘机的设计资料及国内外各液压挖掘机生产厂家的产品，选定液压挖掘机反铲装置的设计方案。2、在了解液压挖掘机反铲装置工作原理和方案选择的基础上，用几何法分别对动臂机构、斗杆机构和铲斗机构做动力学分析。3、在定性分析的基础上，用解析法对反铲装置各机构的尺寸作了定量计算，为作图提供了尺寸依据，也为进一步用计算机编程及计算机辅助设计提供了数学模型。4、对反铲装置的挖掘力及挖掘阻力进行了分析计算，并着重分析计算了挖掘机复合挖掘时最大挖掘力实现的各种限制条件。5、对各机构的杆件及铰点进行了受力分析。2单斗液压挖掘机反铲装置的运动学分析2.1单斗液压挖掘机反铲装置的结构及工作特点液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃(通常装有斗齿)切削土壤并将土装入斗内。斗装满后提升，回转到卸土位置进行卸土。卸完后铲斗再转回并下降到挖掘面进行下次挖掘。当挖完一段土后，机械移位，以便继续工作。单斗液压挖掘机反铲装置的结构组成图2-1反铲装置结构简图以下。它由斗杆油缸1、斗杆2、动臂3、铲斗油缸4、动臂油缸5、摇杆6、连杆7和铲斗8组成（图2-1），其构造特点是各部件之间的联系全部采用铰接，动臂下铰点铰接在转台上，利用动臂油缸的伸缩，使动臂绕动臂下图2-1反铲装置结构简图铰点转动，依靠斗杆油缸使斗杆绕动臂的上铰点摆动。而铲斗铰接于斗杆前端，并通过铲斗油缸和连杆使铲斗绕斗杆前铰点转动。为增大铲斗转角，通常以连杆机构与铲斗连接。从而通过油缸的伸缩来实现挖掘过程中的各种动作。单斗液压挖掘机反铲装置的工作特点液压挖掘机的反铲装置主要用于挖掘停机面以下土壤(基坑、沟壕等)。其挖掘轨迹决定于油缸的运动及其相互配合情况。通常情况下，分为动臂挖掘、斗杆挖掘、转斗挖掘等几种。1、动臂挖掘:当采用动臂油缸工作来进行挖掘时(斗杆和铲斗油缸不工作)可以得到最大的挖掘半径和最长的挖掘行程。此时铲斗的挖掘轨迹系以动臂下铰点为中心，斗齿至该铰点的距离为半径所作的圆弧线。其极限挖掘高度和挖掘深度(不是最大挖掘深度)即圆弧线之起终点，分别决定于动臂的最大上倾角和下倾角(动臂与水平线之夹角)，也即决定于动臂油缸的行程。由于这种挖掘方式时间长而且由于稳定条件限制挖掘力的发挥，实际工作中基本上不采用。2、斗杆挖掘:当仅以斗杆油缸工作进行挖掘时，铲斗的挖掘轨迹为圆弧线，弧线的长度与包角决定于斗杆油缸的行程。当动臂位于最大下倾角，并以斗杆油缸进行挖掘工作时，可以得到最大的挖掘深度尺寸，并且也有较大的挖掘行程。在较坚硬的土质条件下工作时，能够保证装满铲斗，故挖掘机实际工作中常以斗杆油缸工作进行挖掘。3、转斗挖掘:当仅以铲斗油缸工作进行挖掘时，铲斗的挖掘轨迹也为圆弧线，弧线的包角及弧长决定于铲斗油缸的行程。显然，以铲斗油缸工作进行挖掘时的挖掘行程较短，如使铲斗在挖掘行程结束时装满土壤，需要有较大的挖掘力以保证能挖掘较大厚度的土壤。所以一般挖掘机的斗齿最大挖掘力都在采用铲斗油缸工作时实现。采用铲斗油缸挖掘常用于清除障碍，挖掘较松软的土壤以提高生产率。因此，在一般土方工程挖掘中，转斗挖掘较常采用。在实际挖掘工作中，往往需要采用各种油缸的联合工作。如当挖掘基坑时由于挖掘深度较大，并要求有较陡而平整的基坑壁时，则需采用动臂与斗杆两种油缸的同时工作，当挖掘坑底，挖掘行程将结束为加速将铲斗装满土，以及挖掘过程需要改变铲斗切削角等情况下，则要求采用斗杆与铲斗油缸同时工作。虽然此时挖掘机的挖掘轨迹是由相应油缸分别工作时的轨迹组合而成。显然，这种动作能够实现还决定于液压系统的设计。当反铲装置的结构形式及结构尺寸己定时(包括动臂、斗杆、铲斗尺寸、铰点位置，相对的允许转角或各油缸的行程等)，即可用作图法求得挖掘机挖掘轨迹的包络图，即挖掘机在任一正常工作位置时所图2—2反铲挖掘工作示意图控制到的工作范围上各控制尺寸即液压挖掘机的工作尺寸。对于反铲装置图2-2反铲装置工作示意图。主要的工作尺寸为最大挖掘深度和最大挖掘半径。包络图中可能有部分区间靠近甚至深入到挖掘机停机点底下，这一范围的土壤虽可挖及，但可能引起土壤的崩塌而影响机械的稳定和安全工作，除有条件的挖沟作业外一般不使用。挖掘机反铲装置的最大的挖掘力决定于液压系统的工作压力、油缸尺寸，以及各油缸间作用力之影响(斗杆、动臂油缸的闭锁压力及力臂)外，还决定于整机的稳定和地面附着情况。因此反铲装置不可能在任何位置都能发挥最大挖掘力。2.2反铲装置的设计原则1、主要工作尺寸及作业范围的要求，在设计时应考虑与同类型相比时的先进性，性能与主参数应符合国家标准之规定。2、满足整机挖掘力大小及分布情况的要求3、功率利用情况好，理论工作循环时间短。4、确定各个铰点布置，结构形状应尽可能使受力状态有利，在保证刚度和强度的前提下，重量越轻越好。5、应考虑到通用性和稳定性。6、运输或停放时应有合理的姿态。7、液压缸设计应考虑三化，采用系列参数。8、工作装置应安全可靠，拆装方便。9、满足特殊使用要求。2.3反铲装置的方案选择反铲方案选择的主要依据是设计任务书规定的使用要求，据以决定工作装置是通用还是专用的。以反铲为主的通用装置应保证反铲使用要求，并照顾到其它装置的性能，专用装置应根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件下的性能。反铲装量总体方案的选择包括以下方面：1、动臂及动臂液压缸的布置确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式或整体式动臂的形状,动臂液压缸的布置为悬挂式或是下置式。2、斗杆及斗杆液压缸的布置确定用整体式或组合式布置，以及组合式斗杆的组合方式或整体式斗杆是否采用变铰点调节。3、确定动臂与斗杆的长度比，即特性参数。对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度比可在很大范围内选择。—般当＞2时(有的反铲取＞3)称为长动臂短斗杆方案，当＜1．5时属于短动臂长斗杆方案。在1．5～2之间称为中间比例方案。要求适用性较强而又无配套替换构件或可调结构的反铲常取中间比例方案。相反当用配套替换构件或可调链接来适应不同作业条件时，不同的配置或铰点连接情况可组成各种比例方案。在使用条件单一，作业对象明确的条件下采用整体动臂和斗杆固定铰接，值由作业条件确定。从作业范围看，在挖高、挖深与挖掘半径均相同的条件下，值越大作业范围愈窄。从挖掘方式看值大宜用斗杆挖掘为主，因其刚度较易保证。而值小宜用转斗挖掘为主。从挖掘轨迹看，值小易得到接近于直线的运动轨迹，因而它用于平整和清理作业，在挖掘窄而深的沟渠或基坑时挖掘轨迹也较易控制，向挖掘质量和装卸效率比抓高。从结构强度看，值大结构重心离机体近。4、确定配套铲斗的种类、斗容量及其主参数，并考虑铲斗连扦机构传动比是否需要调节。5、根据液压系统工作压力、流量、系统回路供油方式、工厂制造条件和三化要术等确定各液压缸缸数、缸径、全伸长度与全纳长度之比。考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性和构件运动幅度等因素一般取＝1．6~I．7，个别情况下因动臂摆角和铰点布置要求可以取1．75。取＝1．6～1．7，＝1．5～1．7。2.4反铲装置各机构的运动分析反铲装置的几何位置取决于动臂液压缸的长度、斗杆液压缸的长度和铲斗液压缸的长度。显然，当、和为某一组确定值时反铲装置就相应处于某一确定的几何位置。如图(2—4)设计平面直角坐标系，使X轴与地平面重合，Y轴与挖掘机回转中心重合。则斗齿尖V所在的X坐标值就表示挖掘半径，Y坐标值为正值时就表示挖掘高度，为负值时表示挖掘深度。必须注意，当、和为一组定值时只有一组和值与其对应，反之对于和的一组定值却有许多组、和值与其相应。图2-3挖掘机实物图（现代）图2-4挖掘机反铲装置结构计算简图2.4.1动臂机构的运动分析动臂摆角∠UCF是动臂油缸的函数。动臂上任意一点在任一时刻的置坐标也都是的函数。动臂的摆角∠UCF和F点瞬时位置坐标（图2-5）：图2-5动臂机构计算简图因为其中故F点坐标方程为：B点坐标方程为：D点坐标方程为：2、动臂液压缸的作用力臂当液压缸长度为时，动臂液压缸的作用力臂当分别取和时，可得动臂机构的起始和终了力臂值和。显然动臂液压缸最大作用力臂，此时。2.4.2斗杆机构的运动分析斗杆的位置参数是和的函数。这里暂先讨论斗杆相对于动臂的运动，也即只考虑的影响。斗杆机构与动臂机构性质类似。在动臂机构中一般，在斗杆机构中一般。1、斗杆相对于动臂的摆角范围由图(2—6)得图2-6斗杆机构摆角计算简图2、斗杆液压缸的作用力臂当液压缸长度为时，动臂液压缸的作用力臂当分别取和时，可得斗杆机构的起始和终了力臂值和。显然,斗杆液压缸最大作用力臂，此时。2.4.3铲斗机构的运动分析铲斗相对于X—Y坐标系的运动是、和的函数，情况较复杂。现先讨论铲斗相对于斗杆的运动。1．铲斗连杆机构的传动比图2-7铲斗连杆机构的传动比图2-7铲斗连杆机构的传动比显然i是铲斗油缸的一元函数。用代入上式可得初传力比,用代入上式则得终传力比。为了求得时对应的，在理论上可以求,解得，然后代入上式求得。2、铲斗相对于斗杆的摆角∠UQV和各点的瞬时位置坐标(1)铲斗相对于斗杆的摆角∠UQV(2)各点瞬时位置坐标Q点坐标M点坐标K点坐标V点坐标利用V点的坐标式可以算出当油缸长度、和为任意一组值时斗齿尖的位置坐标。3单斗液压挖掘机的动力学分析3.1挖掘阻力的分析反铲装置工作时，即可用铲斗油缸挖掘（简称转斗挖掘），也可用斗杆油缸挖掘（简称斗杆挖掘），或做复合动作挖掘。3转斗挖掘阻力的分析转斗挖掘时，土壤切削力随挖掘深度改变而有明显变化，经实验转斗挖掘时的切削阻力与切削深度基本上成正比。但总的来说，前半过程切削阻力较后半过程高，因前半过程的切削角不利，产生了较大的切削阻力。切削阻力的切向分力与土壤硬度、转斗切削半径、挖掘过程中铲斗总转角、铲斗转角切削刃宽度、切削角、斗侧壁厚度和切削刃挤压土壤的力有关。转斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力计算，也把半月形切削断面看作相等面积的条形断面，条形断面的长度可看作成斗齿转过的圆弧长度与其相应之弦的平均值。一般所谓平均阻力是指装满铲斗的全过程阻力平均值，国外有试验认为平均挖掘阻力的80%。转斗挖掘时，挖掘阻力的切向分力可表示为：式中:C——表示土壤硬度的系数，对II级土宜取C＝50~80，对III级土宜取C=90~150，对IV级土宜取C=160~320；R——铲斗与斗杆铰点至斗齿尖距离，即转斗切削半径，R＝，单位为cm；——挖掘过程中铲斗总转角的一半；——铲斗瞬时转角；B——切削刃宽度影响系数，，其中b为铲斗平均宽度；A——切削角变化影响系数,取A＝1．3;Z——带有斗齿的系数,Z＝0.75(无斗齿时，Z＝1)；X——斗侧壁厚度影响系数，X＝1+0.03s，其中s为侧壁厚度，单位为cm，初步设计时可取X＝1.15；D——切削刃挤压土壤的力，根据斗容量大小在D=10000~17000N范围内选取。当斗容量q＜时D应小于10000N。转斗挖掘装土阻力的切向分力为:式中：——密实状态下土壤容重，单位为N／；——挖掘起点和终点间连线方向与水平线的夹角；——土壤与钢的摩擦系数。计算表明：与相比很小，可忽略不计。当，时出现转斗挖掘最大切向分力，其值为：试验表明法向挖掘阻力的指向是可变的，数值也较小，一般，土质愈均匀，愈小。从随机统计的角度看，取法向分力为零来简化计算是允许的。这样就可看作为转斗挖掘的最大阻力。转斗挖掘的平均阻力可按平均挖掘深度下的阻力计算。也即把半月形切削断面看作相等面积的条形断面，条形断面长度等于斗齿转过的圆弧长度与其相应之弦的平均值，则平均切削厚度为：平均挖掘阻力为:式中:用度数代表，一般所谓平均阻力是指装满铲斗的全过程阻力平均值，因此应取。显然这一计算方法是近以的，国外有试验认为平均挖掘阻力为最大挖掘阻力的70～80％，可作为参考。3.1.2斗杆挖掘时切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中可视为常数。一般取斗杆在挖掘过程中的总转角为，在这转角行程中铲斗被装满。这时斗齿的实际行程为：式中：——斗杆挖掘时的切削半径，=FV。斗杆挖掘时的切削厚度可按下式计算：斗扦挖掘阻力为式中：——挖掘比阻力，当取主要挖掘土壤的值时可求得正常挖掘阻力，取要求挖掘的最硬土质值时则得最大挖掘阻力。一般斗杆挖掘阻力比转斗挖掘阻力小，主要原因是前者切削厚度较小。显然，研究挖掘阻力的目的是确定需要的斗齿挖掘力及其变化规律，以便在工作装置设计中给予保证。挖掘力太小挖掘能力自然降低，但挖掘力太大或者其变化规律与阻力的变化不适应，则功率利用率要降低。由于计算方法尚不成熟，挖掘力的计算值只供参考，设计时应尽量考虑到工作装置实际使用条件下的土质情况及同类型其它机器的实际作业情况。3.2挖掘力的分析3.2.1挖掘的概念挖掘力是衡量反铲装置挖掘性能的重要指标之一。关于挖掘力的概念目前国内外尚无统一的定义，因此可比性较差。为便于进行设计方案的分析比较，对挖掘力概念规定如下。反铲装置挖掘力可按下列情况分为工作液压缸的理论挖掘力，整机的理论挖掘力和整机的实际挖掘力三类。3.2.反铲装置主要采用斗杆液压缸或铲斗液压缸进行挖掘。假定不考虑下列因素：1、工作装置自重和土重；2、液压系统和连杆机构的效率；3、工作液压缸的背压。工作液压缸外伸时由该液压缸理论推力所能产生的斗齿切向挖掘力称为工作液压缸的理论挖掘力。3..2液压挖掘机处于某一工况下工作液压缸的主动挖掘力能否实现主要取决于下列条件：1、工作液压缸的闭锁能力；2、整机的工作稳定性；3、整机与地面的附着性能；4、土壤(或其它作业对象)的阻力；5、工作装置的结构强度。当全面考虑这些条件后求得的工作液压缸能实现的挖掘力值就是整机在该工况下的挖掘力。求整机挖掘力按下列假定进行：1、考虑整机自重，有相对运动的构件重量分别计算；2、在挖掘过程中斗中土重视为主动液压缸长度的分级线性函数，其重心与铲斗重心一致；3、不考虑液压系统和连杆机构的效率；4、不考虑液压缸小腔背压；5、不考虑土壤阻力和工作装置结构强度的限制；6、不考虑其它因素如停机面坡度、风力、惯性力、动载等的影响。求得的挖掘力值称为整机的理论挖掘力。3.2.如果考虑到整机理论挖掘力计算时简化假定中忽略的某些因素，则可求得整机的实际挖掘力。但用于特殊作业条件时求整机实际挖掘力必须考虑坡度、风力等影响，如果不采用近似的作图法，而全部用数解法来计算整机挖掘力，则相当繁琐。用电子计算机分析比较各种设计方案的挖掘性能或验算已制成的挖掘机的挖掘性能，并与机器的实用或测试结果相对照，既可为改进设计提供依据，又可检验理论计算的正确程度。在对大量机型进行计算分析的基础上可为优化设计积累资料和提供简化根据。3.2.2挖掘力的计算在考虑以上条件和假设的同时，在液压挖掘机在实际复合挖掘的过程中，为了最大限度的发挥挖掘力，司机主要按照以下两种工作方式进行复合挖掘：复合挖掘方式一：铲斗油缸挖掘为主，斗杆油缸复合动作；复合挖掘方式二：斗杆油缸挖掘为主，铲斗油缸复合动作。现以复合挖掘方式一为例，介绍整机符合挖掘力的计算方法。图3-1受力及力臂计算简图如图（3—1）所示，为了计算复合挖掘力，本文将作用在斗齿尖V点复合挖掘力分解为垂直于QV的切向分力和与QV线平行的法向分力，并令(其中η是一个带符号的系数,当η取正则表示与图示法向力同向，反之则反向)，这样复合挖掘力的方向就确定了。计算任一挖掘位置整机理论复合挖掘力的步骤。3.2.如图3—2所示，令和对铰点F的力臂分别为、，对动臂根部铰点C的力臂分别为、,对前倾点T的力臂分别为、及对后倾点I的力臂分别为、；并令：、、、。复合挖掘力对铰点F的力矩为：同理，该挖掘力对点C、T、I的力矩分别用切向力分别表示为：式中：、、、为复合挖掘力对F、C、T、I点的当量作用力臂。求解当量作用力臂关键是求任意工况下的切向力和法向力对应各铰点的力臂、；、；、；、。下面分别计算它们对应各铰点的力臂值：1、和分别对动臂根部铰点C的力臂、的计算；图3-2力臂方向判断简图构造三角形CQV如图（3—2）中各图所示，假设图示和的方向为正。取和对于C点的力矩延逆时针方向为正，反之为负，这样就可以确定、的正负。其正负只与三角形的形状有关，因此、的大小只与斗杆和铲斗液压缸的长度有关而与动臂液压缸长度无关。式中∠CVQ可通过反三角函数求出，当∠CVQ<90°时，>0；反之小于0。在上式中只求出了的大小，其方向须进一步加以判断；点C、Q、V的坐标与任一工况的各油缸的长度对应，且法向力总是由V指向Q的，根据这些条件即可以确定的正负。图3-3法向力相对于C点的力臂方向判断简图如图（3-3）所示，和分别为不同工况下，工作装置上铰点，它们确定了两条直线和。当点C位于铲斗与斗杆连接的铰点Q和斗齿尖V连线的上方(如图（3—4）中的直线f(x))，当它们分别与图中的Q、V位置重合时，此时的法向挖掘力对C点的力臂为负；反之当它们分别与图中的Q'、V'位置重合时，法向挖掘力对C点的力臂为正。同理，若C位于直线的下方，当铰点Q和斗齿尖V分别与图中的和位置重合时，法向挖掘力对C点的力臂为正；然而当它们分别与图中的和位置重合时，法向挖掘力对C点的力臂为负。对于任一工况，和都是定值,从而可以得到它们所在直线的方程：综上所述，可以得到的大小及方向判断方法：a、当时其它b、当时其它2、和分别对斗杆与动臂连接铰点F的力臂和的计算；如图(3—2)所示,以三角形为研究对象,同理取逆时针方向的力矩为正，假设切向和法向挖掘力的正向为图示方向，这样就很容易判断和的正负。其表达式为：其它从上式可以看出，、仅为铲斗油缸的函数。3、和分别对前倾点T的力臂为、的计算；以三角形为研究对象，由于前倾点T和动臂根部C点均为固定点，因此、的求解方式与、基本相同，只是假设条件不一样，取顺时针方向的力矩为正，来确定、的方向。同理，可以按以下a、b两种情况来确定的大小及方向：当时其它b、当时其它4、和分别对后倾点I的力臂为、的计算；以三角形为研究对象，由于后倾点I和动臂根部C点以及前倾点T均为固定点，因此、的求解方式与、基本相同，取顺时针方向的力矩为正，同理可确定、的方向。的大小及方向判断如下：a、当时:其它b、当时其它当液压挖掘机工作装置处于任一挖掘位置进行挖掘时，各油缸的长度都确定了，其工作装置上任一点的位置也固定。以上各推导过程的表达式中的所有的长度和角度都可以通过两点间距离公式和反三角函数求出。这样就能应用计算机软件编程求解工作装置处于任一工况下复合挖掘力对各铰点的力臂和当量作用力臂，为下一步计算打下了基础。3.2.2.2计算切向挖掘力1、动臂液压缸闭锁力所限制的切向挖掘分力如图(3—4)所示，取整个工作装置为隔离体。工作装置处于不同的挖掘位置时复合挖掘力对C点的当量作用力臂的大小和方向也随之不断变化。以下分别按≥0和<0两种情况来求。a、当≥0时；复合挖掘力产生力矩有使整个工作装置绕动臂根部铰点C逆时针转动的趋势。动臂液压缸在这种情况下处于受拉状态，其抗拉能力取决于小腔闭锁力，设为动臂液压缸过载阀调定压力，为动臂液压缸小腔作用面积，则。动臂液压缸不被拉长所限制的挖掘力的切向分力为。图3-4动臂液压缸闭锁时所决定的复合挖掘力计算简图由对C点的力矩平衡方程得：式中：——动臂油缸闭锁力；——F对铰点C的力臂；——动臂、斗杆、铲斗、斗杆油缸、铲斗油缸和连杆机构的重量；——对C点的作用力臂。b、<0时在复合挖掘力所产生的力矩，有使整个工作装置绕动臂铰点C顺时针转动的趋势。此时动臂液压缸处于受压状态，其抗压能力取决于大腔闭锁力，设为动臂液压缸大腔过载阀调定压力，为动臂液压缸大腔作用面积，则。动臂液压缸不被压缩所限制的挖掘力的切向分力：由对C点的力矩平衡方程得：2、斗杆液压缸主动所能发挥的切向挖掘分力图3-5斗杆液压缸挖掘时所决定的复合挖掘力计算简图如图(3—5)所示，取斗杆、铲斗缸、铲斗和连杆机构为研究对象，由F点的力矩平衡方程得：式中：——斗杆油缸的最大推力，；——斗杆油缸大腔面积；——液压系统调定压力；——对铰点F的力臂；、、——、、对F点的作用力臂。3、铲斗液压缸主动所能发挥的切向挖掘分力以铲斗为研究对象，由Q点的力矩平衡方程得：式中：——铲斗斗油缸主动推力，；——铲斗液压缸的大腔面积；i——连杆机构传动比；、——、对Q点的作用力臂；——铲斗QV的距离。4、整机附着条件所限制的切向挖掘分力式中：G——整机重量；μ——行走装置与地面的附着系数；α——复合挖掘力与水平方向的夹角；图3-6前倾稳定性所限制的挖掘力计算简图5、整机前倾稳定性所限制的切向挖掘分力；以整机为研究对象，如图(3—6)所示，如果要使整机向前倾覆，那么合力矩必须为顺时针方向，由于前面求、时假设复合挖掘力延顺时针方向为正，那么整机要产生前倾的必要条件就是>0。本文也按以下a、b两种情况确定的值。a.、当≤0时此时无论取多大的正值液压挖掘机都不会出现整机前倾的情况，为了便于判断，在这种情况下本文取：=∞图3-7后倾稳定性所限制的挖掘力计算简图b、.当>0时由前倾支点T的力矩平衡方程得：式中：——机体重量；——对T点的作用力臂；——动臂油缸重量；——的重心至T点的水平距离，即作用力臂；6、整机后前倾稳定性所限制的切向挖掘分力；的计算方法和基本相同，如图(3—7)所示。a．当≤0时，此时挖掘机不会出现后倾现象，此时取：=∞b．当>0时：由前倾支点I的力矩平衡方程得：式中：——对I点的作用力臂；——的重心至I点的水平距离，即作用力臂；3.2.整机所能实现的理论复合挖掘力的切向分力为：；复合挖掘力为：这样就求出了按照铲斗主动挖掘，斗杆复合动作的挖掘方式下的整机理论复合挖掘力。挖掘方式二复合挖掘力的计算方法与上相同，在此不作说明。4铲斗及单斗液压挖掘机反铲装置各机构尺寸的确定4.1铲斗参数的确定4铲斗结构设计的基本要求1、有利于物料的自由流动。因此，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各种物料的运动规律。2、要使物料易于卸净，缩短卸载时间，并提高铲斗有效容积。3、为使装进铲斗的物料不易掉出，斗宽与物料直径之比应不大于：1.4、装设斗齿有利于增大铲斗与物料刚接触时的挖掘比压，以便切人或破碎阻力较大的物料。挖硬土或碎石时还能把石块从土壤中耙出。对斗齿的材料、形状、安装结构及其尺寸参数的基本要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更换。4.1.2铲斗主要参数的确定当铲斗容量q一定时，切削转角，切削半径和切削宽度b之间存在一定的关系，即具有尺寸和b的铲斗转过角度所切下的土壤刚好装满铲斗，于是斗容量可按下式计算：式中：——铲斗充满系数；——土壤松散系数。铲斗挖掘体积土壤所消耗的能量称为切削能容量。反铲铲斗的主要参数，即平均铲斗宽度b，切削转角和切削半径对转斗底切削能容量有直接影响，可用下式表示：式中：——铲斗切削能容量，；——考虑切削过程中其他影响因素的系数；——具有应力因次的系数，在铲斗容量～1时，取；——具有容积质量因次的系数，在铲斗容量～1时，取。显然，在设计铲斗时，在满足铲斗容量q的条件下，应使铲斗切削能容量E最小。由上式可以看出，减小角，增大铲斗宽度b和切削半径能够减低E,但受铲斗结构的限制，一般取：式中：q——铲斗容量，；b——铲斗平均宽度，m。考虑到铲斗切削入土和出土的余量，一般取。同时考虑到转斗速度一定时，转斗角度太大会增加挖掘阻力，降低生产力，因此一般取。在确定铲斗宽度b和转角角度后，即可导出切削半径：式中：b——铲斗宽度，m；——铲斗转角的一半，——土壤松散系数；——铲斗充满系数，这里取。当铲斗宽度b和转斗角度在上述推荐范围内时，此时的取值范围为：4.2动臂机构参数的确定据统计，最大挖掘半径值一般与的值很接近。因此要求，已知的和可按下列近似经验公式初定和，即：由:得：其中：可解得：、在三角形CZF中已知、、可得：最大卸载高度的表达式为：最大挖掘深度绝对值的表达式为：将上两式相加，消去，并令,得又特性参数得：将上式代入联立上式可解得：、然后，解下面的联立方程，求和于是:这样，动臂机构的全部参数初步选定。4.3斗杆机构参数的确定确定斗杆液压缸的铰点位置、行程及力臂比时应当考虑以下因素：1、保证斗杆液压缸产生足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在全行程中产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力，液压缸全伸时的作用力矩应足以支撑满载斗和斗杆静止不动；液压缸作用力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力应大于要求克服的最大挖掘阻力。2、保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘为主的中小型反铲，选择斗杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力，要求在主要挖掘区内转到液压缸的挖掘力能得到充分地发挥。3、保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围大致在之间。在满足工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能取得小些，对以斗杆挖掘为主的中型机更应注意到这—点。一般说斗杆愈长，其摆角范围也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时伸出最长时，铲斗前壁与动臂之间的距离应大于10cm。斗杆机构的参数选择可按下述步骤进行。根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同类型机器斗杆挖掘力值，按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂斗杆液压缸初始力臂和之比是斗杆摆角的余弦函数，设,则：可见，已定时愈大，和就愈小，平均挖掘阻力也就越小。取，求得：斗杆上取决于结构因素，考虑到工作范围，一般在之间。动臂上也是结构尺寸，根据结构因素预先估计。图4-1斗杆机构参数计算简图图4-2斗铲机构参数计算简图4.4铲斗机构参数的确定反铲铲斗机构是四连杆机构。作机构参数选择时、、和等往往都预先选定，待选参数还有8个(图4—2，即=FG、=GN、=MH、=MN、=KH、=NQ以及、等。这些参数必须满足以下要求：4.4.1铲斗的转角范围如前所述，铲斗在挖掘过程中的转角大致为，为了满足开挖和最后卸裁及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到。如图2—16所示，设时斗齿尖为。，则可能在FQ延长线上，或在其上侧处(此时为仰角)，在个别情况下，例如为了适应挖掘深度及垂直侧壁的作业要求，不使斗底先于斗齿接触土壤，常采用大仰角机构，这时仰角可能达到。总转角必须选择恰当，不宜过大，一般在之间。设计时还要避免当转斗液压缸全伸时斗齿尖碰撞斗杆下缘的现象。图4-3铲斗机构参数选择要求图4-3铲斗机构参数选择要求4.4.2铲斗机构的载荷分析转斗挖掘过程为大曲率切削，挖掘过程因切削土壤厚度的变化较大所以阻力的变化也很大，这点在本节中已作了详细的论述，然而在挖掘机实际作业过程中转斗挖掘土壤的纵断面形式是多种多样的，其阻力变化的情况也各不相同，故挖掘过程中转斗机构的实际裁荷是随机的。从挖掘工艺来分析，挖掘土壤的纵断面形状基本上可归纳为以下几种（图中箭头所示的方向为铲斗挖掘行进方向）。对图中a断面，其阻力的变化应与其切削厚度变化所示的相适应，并可以近似地以曲线a的形状示于图4—4中；而图b断面挖掘阻力的变化则由于自转斗起始点到转角间的切削厚度增大，阻力也相应地有所提高；图c断面阻力在转角至2区段有所增高；图d的断面近似于扇形，切削厚度变化较小，因而阻力亦接近相等，大致接近于平均挖掘阻力，其阻力的变化如图4—5d所示。至于b形断面的起始切削厚度和c形断面的终了切削厚度，也可近似地取为相当于平均切削厚度，因而其阻力曲线就可用图4—5曲线b和c分别表示。这样，取几种断面挖掘阻力曲线的包络线作为转斗在2角范围内(即挖掘区段内)的载荷曲线就大致能适应各种断面的挖掘，满足各种断面挖掘阻力变化的要求。在非挖掘区段，铲斗机构除应满足充斗的要求外，当达到最大转角时还应当满足支撑铲斗自重及斗中土重并计及动载影响的力矩要求。根据这些要求可以画出转斗机构在整个转角范围内的计算载荷曲线。转斗机构最大理论挖掘力应与转斗最大挖掘阻力相适应，常布置在处。当铲斗以的仰角开始挖掘时，最大挖掘力则大致出现在处。因此铲斗液压证的作用力臂应满足：式中：——最大挖掘阻力；、、——铲斗处于位置时连杆机构的力臂值。起始点及转角2处的挖掘力按载荷曲线应与平均挖掘阻力相适应。图4—4挖掘土壤的纵断面形状图4—5装斗机构载荷曲线图4.4.3铲斗机构结构布置的几何可容性要求（a）、必须保证铲斗杆机构在全行程中任一瞬时都不会被破坏，即保证、及四边形在任何瞬时皆成立；（b）、液压缸全仲和全缩长度之比应当在允许的范围内，对铲斗机构可取；（c）、全行程中机构都不应出现死点，且传动角应当在允许的范围内；（d）、在任何瞬间各构件之间都不应有干涉、碰撞现象。5工作装置的载荷分析和强度计算5.1工况姿态的选取每一台挖掘机的挖掘工况由动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸的变化可以组成几万种工况，所以如何确定工作装置（动臂、斗杆）在外载荷作用下的一个或几个最不利工况作为挖掘机工作装置强度计算的工况，进行精确的强度校核，从而为设计出更为经济合理、安全可靠的液压挖掘机提供依据，是非常重要的。对结构的分折计算，首先应确定各构件的最不利工况，即在这工况下对某一结构件可能出现的最大应力，以这工况作为设计该结构件的依据，也就是强度设计中计算位置的选择，计算图式和载荷的确定问题。由于影响挖掘机挖掘力的因素很多，如三个工作液压缸的匹配、整机稳定问题等，并且同样的反铲装置还有较多的形式，因此对计算位置的选择，看法很不一致，更无统一的规定。随着电子计算机的普及应用，目前已可能对挖掘机的所有工况及其挖掘过程各指定的千百个位置进行作用力分析和对各结构件进行较多的可能危险断面进行应力计算，再结合样机的应力测定，使工作装置的结构设计有可能得到比较可靠而又经济的结构尺寸和形状。对工作装置中结构复杂的构件以及对结构件中断面突变或应力集中的部分可以采用有限元法进行计算，以提成分析计算的精确度。5停机面最大挖掘半径（工况一）图5-1停机面最大挖掘半径挖掘机处于停机面最大挖掘半径处，铲斗挖掘，铲斗在发挥最大挖掘力位置进行挖掘。在挖掘机的设计规范中，最大挖掘半径是评价挖掘能力的主要标准之一，它决定着挖掘机的挖掘范围。因而，在设计时，技术人员必须考虑清楚该位置的受力情况。该位置出现在斗杆油缸全缩，铲斗齿尖、斗杆与铲斗铰接点及斗杆与斗杆油缸铰接点这三点处于同一直线上，且大臂油缸缩进使铲斗齿尖处于地面上，如图5-1所示。在该位置处，在挖掘的过程中也将受到很大的土壤阻力。因此考虑此位置的受力与冲击将是动力学分析和强度检验的一项重要内容。5.1.2最深挖掘位置（工况二）图图5-2最深挖掘位置挖掘机处于最深挖掘位置处，铲斗挖掘，铲斗在发挥最大挖掘力位置进行挖掘。此位置出现在动臂油缸全缩，即动臂位置最低处，此时斗杆与斗杆油缸铰接点、斗杆与铲斗铰接点及铲斗齿尖在同一直线上且垂直于挖掘面，如图5-2所示。该位置处，铲斗中物料较多，土壤挖掘阻力较大，大臂、斗杆与铲斗的受力都很大，同时该位置也是用于计算斗杆与铲斗的危险情况的典型受力位置。因而，此位置也是整个动力学分析中较为重要的一个姿态。5.1.3动臂斗杆最大受力位置（工况三）图5-3动臂、斗杆最大受力位置大臂、斗杆处于最大受力位置处，铲斗在发挥最大挖掘力位置进行挖掘。大臂、斗杆最大受力位置出现在动臂油缸全缩，斗杆与斗杆油缸铰接点、斗杆与铲斗铰接点及铲斗齿尖在同一直线上且垂直斗杆油缸，如图5-3所示。据计算，此位置对动臂与斗杆都产生最大的力矩，是大臂和斗杆出现危险截面处的工况。相同挖掘力作用时，对动臂、斗杆产生的作用力最大。5.2动臂各铰点处受力分析工作装置各构件通过销连接，在计算工况中不考虑偏载的影响，可以认为其只承受x、y方向的力，整个结构为静定结构，在各工况的计算位置图所定坐标系中，分别取工作装置做为整体及将动臂作为隔离体，根据静力学平衡原理和对不同的铰点取矩，在该工况受力情况下，即可计算出动臂各铰点的反力。5.2.1斗杆各铰点的受力分析下面求解斗杆各铰点作用力的大小和方向。如图5-4所示，取斗杆和铲斗为研究对象，斗杆缸、铲斗缸及连杆机构各构件均可视为二力杆单元，任意工况的切向挖掘力为,那么就可以计算斗杆上各铰点力。.1铰点E斗杆油缸作用力及方向由F点力矩平衡方程可反求斗杆液压缸的推力：铰点E作用力方向为斗杆油缸与水平方向的夹角，可由函数表示。由Q点力矩平衡方程可反求铲斗缸的主动作用力：同理，铰点G处作用力大小为，其与水平方向的夹角为；该力对铰点M作用力与水平方向的夹角为。图5-4铰点M受力简图5..-4连杆MK受力式中为连杆MK对Q点的作用力臂。连杆KM对铰点M的作用力与水平方向的夹角为，对铰点K作用力与水平方向的夹角为，它们相差π。.4摇杆MN对铰点N点的作用力及方向如图5-4，由对M点的力平衡方程得：式中：∠GMN——GM与NM的夹角；∠KMN——KM与NM的夹角，可由反三角函数求出；——与的大小相等。铰点N的作用力与水平方向的夹角为。.5求斗杆与铲斗的接铰点Q的受力以铲斗为独立的研究对象如图5-5所示，分别在x和y方向由力平衡方程可得：图5-5铰点Q受力简图图5-6动臂各铰点的受力简图5.2.2动臂各铰点的受力分析动臂各铰点的受力情况如图5-6所示，铰点D和F的受力分别与斗杆铰点E和F处力的大小相等，但方向相反，可直接根据斗杆的计算结果求出。现在只需计算铰点B和C点的作用力。5.2由对C点的力矩平衡方程：的方向为动臂油缸与水平坐标的夹角可表示为5.2取整个工作装置为研究对象，由力平衡方程得：式中表示动臂油缸与水平线的夹角。5.3许用应力和其它问题1、上述工作装置各构件的计算，均按静载荷进行分析，而实际工作中，工作装置承受着相当大的冲击和振动载荷，而且变化不定。除了机械本身运动参数和构造以及液压系统等因素的影响外，工作对象的不同也影响很大，如建筑型中小型液压挖掘机和采矿型液压挖掘机动载的影响就有很大的差别，而同一机械用于挖土或用于挖掘矿石，冲击载荷也大不相同，进行精确计算很困难，因此通过实验，按不同类型机械和不同工作对象确定合理的载荷谱，并以此作为依据作出设计载荷的标准，对挖掘机的合理设计和试验研究那有重大意义。我国挖掘机载荷谱的研究工作正进行中。目前设计计算中一般采用降低许用应力的方法来考虑动载的影响，即在强度设计中采用提高安全系数的方法来解决。由于工作装置各构件承受动载荷程度不同，因而采用不同的安全系数以区别对待。此外挖掘机正常作业过程中经常反复(周期)出现的载荷类似脉动载荷，而遇障碍等尖峰载荷(应力)的出现，庄是较少或偶然的。根据工作装置试验和破坏情况的分析来看，构件的破坏70％为疲劳问题。因此设计中以考虑把载荷分为两类，即主要载荷和附加载荷。主要载荷(或称基本载荷)指工作装置的自重、正常作业时挖掘阻力()，并认为较均匀地作用于斗齿对称于铲斗中心线，以及回转时的惯性力等。附加载荷指挖掘中由于边齿挖掘而产生的偏心力矩()以及偶然出现的横向阻力等。计算中若只考虑主要载荷，应适当提高安全系数，若考虑主要载荷加附加载荷则可适当降低安全系数。其次，工作装置结构件多为焊接件，若考虑焊接质量的影响也应适当提高结构件的安全系数，即适当降低焊接件的许用应力。根据国内外有关资料的推荐，综合考虑以上因素的影响，可根据设计要求和使用条件，选用安全系数.对于建筑型挖掘机，尤以工作对象为III级及III级以下土壤的小型挖掘机，安全系效可取小值，一般中型挖掘机考虑建筑及矿山通用可选用大值，对于矿山采掘型，可按需再适当提高，例如再提高一档即将主要载荷的安全系数作为主要附加载荷安全系数使用。则许用应力可按下式确定式中——钢材屈服极限。2、上述动臂和斗杆的计算工况适用于以转斗挖掘为主，即转斗挖掘力大于斗杆挖掘力的液压挖掘机，若斗杆挖掘力大于铲斗挖掘力，则应取斗杆液压缸挖掘作为计算工况。3、动臂和斗杆还应验算以下工况：满载铲斗在最大卸载半径回转制动时。这时应考虑工作装置及斗中土壤回转制动惯性力和离心力等的影响。4、动臂、斗杆中销轴及孔均应验算其强度。轴向间隙小的销轴按剪切计算已可满足。5、在动臂和斗杆等结构设计中，应合理布置横隔板及肋板以增加抗扭刚度及侧板稳定，尽量避免断面突变，以及在内力较大的断面附近拼接钢板，以免应力集中和削弱结构强度，并应注意对结构薄弱部分作适当的加强处理。5.4设计合理性分析1、挖掘性能和挖掘力挖掘性能能可以从实际斗齿挖掘力，生产率和工作尺寸三个方面衡量。如果不考虑操纵因素和回转机构合理性的影响，就工作装置而言，问题就归结为挖掘力、工作装置动作度和工作尺寸三个方面。挖掘力和挖掘速度是一对统一于纯挖掘功率之下的矛盾，它们既相互依存，又相互限制，其中挖掘力是矛盾的主要方面。挖掘力不够就挖不动一定硬度的土，速度也就等于零，或者需要减薄切土厚度，等于降低了挖掘速度。挖掘力太富裕不但没有实际意义而又会影响各液压缸(也即工作装置)动作速度，从而降低功率利用率和生产率。在液压功率不富裕的情况下，特别是在中小型反铲装置采用定量系统的情况下，正确处理力与速度之间的关系至为重要。转斗挖掘时，挖掘阻力随切削厚度而变化，希望挖掘力的大小及其变化规律能与挖掘阻力的变化相适应。工作尺寸应与机型大小相适应。要使几何尺寸能达到的范围变成有效的挖掘范围很不容易。工作尺寸太小则显得落后，甚至不能满足正常使用要求；但太大也不一定先进，可能在边缘地区的挖掘性能很差，甚至还影响其它重要地区的挖掘性能。对定量系统挖掘机来说，为了达到较大挖掘力指标的现实办法之一是采用可换铰点的铲斗连杆机构或变铰点斗杆；为了达到较大工作尺寸指标的现实办法之一是采用可换斗杆或可换动臂。按其效果类似于在工作装置上没有级变量机构，既提高了不同条件下的挖掘性能，又不影响经常工作状态下的功率利用率。2、铲斗、斗杆和动臂三组液压缸的作用力矩应相匹配。液压缸从全缩到全伸，其作用力