挖掘机工作装置设计

挖掘机工作装置结构设计PAGE第63页共63页目录1绪论 11.1课题背景及目的 11.2国内外研究状况 11.3课题研究方法 21.4论文构成及研究内容 22总体方案设计 32.1工作装置构成 32.2动臂及斗杆的结构形式 52.3动臂油缸与铲斗油缸的布置 52.4铲斗与铲斗油缸的连接方式 62.5铲斗的结构选择 62.6原始几何参数的确定 73工作装置运动学分析 93.1动臂运动分析 93.2斗杆的运动分析 103.3铲斗的运动分析 113.4特殊工作位置计算： 154基本尺寸的确定 194.1斗形参数的确定 194.2动臂机构参数的选择 194.2.1α1与A点坐标的选取 194.2.2l1与l2的选择 204.2.3l41与l42的计算 204.2.4l5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 264.5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 305.1斗杆的结构设计 305.1.1斗杆的受力分析 305.1.2结构尺寸的计算 405.2动臂结构设计 425.2.1第一工况位置 425.2.2第二工况位置： 475.2.3内力图和弯矩图的求解: 505.3铲斗的设计 565.3.1铲斗斗形尺寸的设计 565.3.2铲斗斗齿的结构计算： 575.3.3铲斗的绘制： 576销轴与衬套的设计 596.1销轴的设计 596.2销轴用螺栓的设计： 596.3衬套的设计： 597总结 61参考文献 62致谢 63附件一开题报告 64附件二外文翻译 70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。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]。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。21211-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。2233111-斗杆；2-连杆机构；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]：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。要使物料易于卸尽。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2.6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1.5～2.0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=0.9m按经验公式和比拟法初选：l3=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=1500mm，铲斗油缸行程L3=1300mm。并按经验公式初选各油缸全伸长度与全缩长度之比：λ1=λ2=λ3=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。3工作装置运动学分析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3-1动臂摆角范围计算简图φ1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×COSθ1×l7×l5θ1=COS-1[（l72+l52-L12）/2×l7×l5](3-1)在三角形BCF中：l222=l72+l12-2×COSα20×l7×l1α20=COS-1[（l72+l12-l222）/2×l7×l1](3-2)由图3-3所示的几何关系，可得到α21的表达式：α21=α20+α11-θ1(3-3)当F点在水平线CU之下时α21为负，否则为正。F点的坐标为XF=l30+l1×cosα21YF=l30+l1×Sinα21(3-4)C点的坐标为XC=XA+l5×COSα11=l30YC=YA+l5×Sinα11(3-5)动臂油缸的力臂e1e1=l5×Sin∠CAB(3-6)显然动臂油缸的最大作用力臂e1max=l5，又令ρ=l1min/l5,δ=l7/l5。这时L1=Sqr（l72-l52）=l5×Sqr（δ2-1）θ1=cos-11/δ(3-7)3.2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；θ斗杆摆角.图3-2斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF中L22=l82+l92-2×COSθ2×l8×l9θ2=COS-1[（L22-l82-l92）/2×l8×l9](3-8)由上图的几何关系知φ2max=θ2max-θ2min(3-9)则斗杆的作用力臂e2=l9Sin∠DEF(3-10)显然斗杆的最大作用力臂e2max=l9，此时θ2=COS-1（l9/l8），L2=sqr（l82-l92）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]。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α22=∠HNG=COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14]α30=∠HGN=COS-1[（L32+l152-l142）/2×L3×l14]α32=∠GMN=π-∠MNG-∠MGN=π-α22-α30(3-11)在三角形HNQ中l272=l142+l212+2×COSα23×l14×l21

∠HNQ=COS-1[（l212+l142-l272）/2×l21×l14](3-12)在三角形QHK中α27=∠QHK=COS-1[（l292+l272-L242）/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r1r1=l13×Sinα32(3-15)连杆HK对N点的作用力臂r2r2=l13×Sin∠NHK(3-16)而由r3=l24，r4=l3有[3]连杆机构的总传动比i=（r1×r3）/（r2×r4）(3-17)显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L3的函数，用L3min代入可得初传动比i0，L3max代入可得终传动比iz。铲斗相对于斗杆的摆角φ3铲斗的瞬时位置转角为φ3=α7+α24+α26+α10(3-18)其中，在三角形NFQ中α7=∠NQF=COS-1[（l212+l22-l162）/2×l21×l2](3-19)α10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θ3max和θ3min，于是得铲斗的瞬间转角:φ3=θ3-θ3min(3-20)铲斗的摆角范围:φ3=θ3max-θ3min(3-21)图3-3铲斗连杆机构传动比计算简图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：α32=∠CFQ=π–α3-α4-α6-θ2(3-22)在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有：l82=l62+l12-2×COS∠DCF×l1×l6(3-23)l62=l82+l12-2×COSα3×l1×l8α3=COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8(3-24)在三角形DEF中L22=l82+l92-2×COSθ2×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θ2θ2=COS-1[（l82+l92-L22）/2×l8×l9](3-25)α4、α6在设计中确定。由三角形CFN知：l28=Sqr（l162+l12-2×COSα32×l16×l1）(3-26)由三角形CFQ知：l23=Sqr（l22+l12-2×COSα32×l2×l1）(3-27)由Q点知：α35=∠CQV=2π–α33-α24-α10(3-28)在三角形CFQ中：l12=l232+l32-2×COSα33×l23×l3α33=COS-1[（l232+l32-l12）/2×l23×l3](3-29)在三角形NHQ中：l132=l272+l212-2×COSα24×l27×l21α24=∠NQH=COS-1[l272+l212-l132）/2×l27×l21](3-30)在三角形HKQ中：l292=l272+l242-2×COSα26×l27×l24α26=∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24](3-31)在四边形HNQK：∠NQH=α24+α26(3-32)α20=∠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：最大挖掘深度H1maxNH-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3-5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:H1max=YV=YFmin–l2–l3=YC+l1Sinα21min–l2–l3=YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3(3-33)最大卸载高度H3maxNH-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3-6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:(3-34)水平面最大挖掘半径R1maxNH-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，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R1max为:R1max=XC+L40(3-35)式中：L40=Sqr[（L1+L2+L3）2-2×（L2+L3）×L1×COSα32max(3-36)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：l30=85mm；l40=9800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=0.9m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=1.0m3时，B=当q=0.6m3时，B=则当q=0.9m3时，B=0.91+（1.16-0.91）×0.3÷=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（2φ）：在经验公式q=0.5×R2B（2φ-Sin2φ）KS中，KS为土壤的松散系数，取值为1.25，将q=0.9m3和B=1.05m2φ-Sin2φ=0.6522φ=47°铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：l24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k2=0.29。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选α10=∠KQV=105°。4.2动臂机构参数的选择4.2.1α1与A点坐标的选取初选动臂转角α1=120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=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：XA=450mm；YA=1200mm4.2.2l1与l2的选择由统计分析，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=（R-l3）/（1+k1）=（9885-1600）/（1+1.8）=2960mm则l1=k1l2=1.8×2960=5334.2.3l41与l42的计算如图4-1所示，在三角形CZF中：l42=k3l41=1.4×2552=3574α39=∠ZFC=COS-1（l422+l12–l412）/2×l1×l42=24.5°4.2.4l5的计算由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4=0.4α11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α11会使k4减少或使H1max增大，这符合反铲作业的要求，初选α11=62.5°。斗杆油缸全缩时，∠ CFQ=α32–α8最大，依经验统计和便于计算，初选（α32–α8）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=π-α1-α39=180°-120°-24.5°=35.5°∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB=35.5°-5°=30.5°由3-34和3-35有H3max=YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3(4-1)=YA+l5Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2Sin（θ1max+α32max-α11-α8-α2-180）–l3H1max=l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YA)(4-2)由4-1、4-2式有：H1max+H3max=l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2Sin（θ1max+α32max-α11-α8-α2-180）+l1Sin（α11-θ1min+α2）+l2(4-3)令A=α2+α11=30.5+62.5=93B=A+（α32–α8）max=93+（-160）=-67将A、B的值代入4-3式中有H1max+H3max-l1[Sin（θ1max-93）+Sin（93-θ1min）]+l2Sin[（θ1max+67）+1]=0(4-4)又特性参数k4=Sinθ1max/λ1Sinθ1min则有Sinθ1min=Sinθ1max/λ1k4=Sinθ1max/0.65(4-5)(4-6)将4-5、4-6代入到4-4式中6485+6630-5400×[Sin（θ1max-93）+Sin（93-θ1min）]+l2[Sin（θ1max+67）]=0(4-7)解之：θ1max=160°θ1min=45°由4-2式有H1max=l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YAl5=[l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-YA-H1max]/Sinα11=[1600+2960+5330Sin（93°-45°）-1200-6630]/Sin62.5°=780mm而θ1min与θ1max需要满足以下条件θ1min=COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ](4-8)θ1max=COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ](4-9)将θ1max、θ1min的值代入4-8、4-9中得：ρ=2.61σ=3.22而ρ+1=2.61+1=3.61〉σ(4-10)（1+σ）/ρ=4.22/2.61=1.62〉λ（λ=1.6）(4-11)ρ、σ满足4-10、4-11两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。则l7=σl5=3.22×780=2508mm(4-12)L1min=ρl5=2.61×780=2035mm(4-13)L1max=λ1L1min=1.6×2035=3257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 W1J：(4-15)在4-15式中，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Ⅲ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；ψmax——某一挖掘位置时铲斗总转角的一半；ψ——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ψmax=ψ=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，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： W1J=0.53×105N。由图3-7知，最大挖掘深度时的挖掘阻力力矩M1J：M1J=W1J（H1max+YC）=0.53×105×（6.63+1.56）=4.34×105N.m(4-16)动臂油缸的闭锁力F1′F1′=P1×S1′（S1′：动臂油缸小腔的作用面积）=3.43×107×π×（702–452）×10-6=3.1×105N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=铲斗缸G5=115kg连杆机构G6=130kg动臂缸G7=350kg当处于最大挖掘深度时：θ1=θ1min=45°α2=θ1+α21-α11=45°+47°–62.5°=30.5°由图3-7有MG≈（G1/2+G2+G3+G4+G5+G6）l1COSą2=（660+700+700+200+115+130+350）×5.33×COSą2=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）：M3=F1′×l7×l5Sinθ1min/l1min+MG=2×3.1×105×2.508×0.78×Sin45/2.035+0.134×105=4.354×105N.m≈M1J=4.34×105N.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GG+D=G2+G3+G5+G6=700+700+115+130=1645kg≈1.8q×103（q：斗容）按经验公式取土的重量：GT=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：MZ=10×｛G1+4×l1/2+GG+D（l1+0.7l2）+GT（l1+l2+l3/=10×｛（1320+200）×2.665+1645×（5.33+0.7×2.96）+1530×（5.33+2.96-0.8）｝=2.77×105N.m动臂油缸的推力：F1=P1S1=3.14×107×π×702×10-6=4.83×105N在如图3-3所示，在三角形CAB中：∠ACB=α2+α11+α21=30.5+62.5+0=93L1e1=AC×BC×Sin∠ACB(4-19)即:2665×e1=780×2508×Sin93°e1=733mm则此时斗杆油缸提升力矩:MT=F1e1=31.4×106×π×(70)2×10-6×2×0.78=1.46×106N.m＞MZ(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。θ1=θ1max=160°α32=α32max=160°α2=30.5°α21=θ1-（α2+α11）=160°-（30.5°+62.5°）=67°α37=α32-（π-α21）=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MZ′：MZ′=G1+4H1+GG+D（H1+l2COS39/2）+GT（H1+l2COS39–l3/2）=（1320+200）×3.64+（3.64+2.96×COS47°/2）×1645+1530×（3.64+2.96×COS47°-1.6/2）(4-21)=1.85×105N.m此时对于动臂油缸而言：L1=L1max=3257mmθ1=θ1max=160°同4-19的计算可求得此时的动臂油缸的力臂e2=205mm此时动臂油缸的提升力矩MT可参考4-20求得：MT=2.2×105N.m＞MZ′说明满足要求。4.4斗杆机构基本参数的选择EE20E2ZDE2ZDll9ψ2maxψ2maxl8FFD：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图4-2斗杆机构基本参数计算简图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=100×103×（2960+1600）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6=944mm(4-22)如图4-2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；ψ2：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:e20/e2max=l9COS(ψ2max/2)/l9=COS(ψ2max/2)(4-23)由4-23知,ψ2max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ψ2max,初取ψ2max=90由上图4-3的几何关系有:L2min=2×l9×Sin(ψ2max/2)/(λ2-1)=2×944×Sin45°/(1.6-1)=2225mmL2max=L2min+2×l9×Sin(ψ2max/2)=2225+2×944×Sin45°=3560mml82=L22min+l29+2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2]=22252+9442+2×2225×944×COS135°l8=2968.5mm而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130°～170°之间[1].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选择4.5.1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φD0：H2max-H3max=l3（SinφD0+1）9315-6485=1600（SinφD0+1）φD0=55°最大转角φ3max：φ3max=∠V0QVZ，其不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选φ3max=165°。4.5.2铲斗机构其它基本参数的计算L3Ml29L3Ml29GKl24l12l24l12FFNQl21lNQl21l2VlVl3l12：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4-3铲斗机构计算简图在图4-3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=k2l3=0.29×1600=464L3max与L3min的确定铲斗的最大挖掘阻力F3Jmax应该等于斗杆的最大挖掘力，即F3Jmax=138KN。粗略计算知斗杆挖掘平均阻力F3Jmax=F3Jmax/2=69KN挖掘阻力F3J所做的功W3J：W3J=F3Jmaxl3φ3max(4-24)=6.9×104×1.60×165×π/180=3.18×104N.m 由图4-4知，铲斗油缸推力所做的功W3：W3=F3（λ-1）L3min=31.4×106×π×552×10-6×0.6×L3min………………[4-25]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………………[4-26]将4-24、4-25式代入4-26中计算可得：L3min=1800mm则L3max=λ3L3min=288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%[1，79-80]。即PD0≥80%PD0max；当处于最大理论挖掘力位置时∠V1QV应为30。几何相容。保证△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破坏。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=600mm；HN=640mm；NQ=400mm；FN=l2-NQ=2560mm；GF=800mm；由预选∠GFN=60°则GN2=FN2+GF2–2×COS∠GFN×FN×GFGN=2268mm至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。5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。5.1斗杆的结构设计5.1.1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：动臂处于最低位置。即动臂油缸全缩。斗杆油缸的力臂最大。铲斗齿尖在动臂与斗杆铰点和斗杆与铲斗铰点的连线上。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：动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e1max处。斗杆油缸的力臂最大。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。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[3]。该工况的具体简图如图5-1所示。取工作装置为研究对象，如图5-2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。DBDBCYCYEAEAFGXFGXNNHQHQKKVVNH-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5-1斗杆第一工况时的工作装置简图FFNNQPdQPdW1HW1HKKW2W2G3HK-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5-2铲斗受力分析简图当斗杆油缸全缩时，通过前面的章节可以得出α21=45，由图5-1可知CF的向量可以表示为：FC=5400[COS（180-45）+iSin（180-45）]=5400（COS135+iSin135）由前面的章节计算结果知：∠ZFC=24.5，DF=l8=2968.5mm。在△DEF中∠DEF=90COS∠EFD=EF/DF=944/2968.5解得∠EFD=72°在□CDEF中∠EFC=∠ZFC+∠DFZ+∠EFD=24.5°+10°+72°=106.5°∠EFQ在前一章节已经初定为150°由以上的角度关系知：FV=4500[COS（134-106.5-150）+Sin（134-106.5-150）]=4500（COS122.5+Sin122.5）（5-1）OV=OC+CF+FV（5-2）=1777（COS87+Sin87）+5400（COS-45+Sin-45）+4550（COS-122+Sin-122）则XV=1777COS87+5400COS（-45）+4550COS（-122）=1542mm（5-3）由（3-17）式可i=0.336则可得此时铲斗的理论挖掘力：F0D=FDi=2.98×105×0.336=1.0×105N切向阻力W1：初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离r2′=l3COS（-122）/2=274mm取铲斗为研究对象，如图5-2所示，并对Q点取矩，则有∑MQ=0（F0D-W1）l3–G3r2′=0（105-W1）×1.55-7000×0.274=0W1=105N法向阻力W2的求解：工作装置所受重力对C点取矩有∑MC（Gi）=G1×X1+（G2+G5）×X2+G3×X3+G4×0.7XF+G6×X2=1.32×104×1.974+（700+200）×10×3.068+7000×1.863+2000×0.7×3.863+1300×3.068=0.76×105N（5-4）W1到C点的距离r0r0=l2+l3–CFCOS∠CFV（5-5）=3000+1550-5400×（360-106.5-150）=3280mmW2到C点的距离r1r1=CFSin∠CFV=5400×Sin103.5=5249mm（5-6）法向阻力W2决定于动臂油缸的闭锁力F1′，取整个工作装置为研究对象，则有∑MC=0F1′e1+∑MC（Gi）-W1r0-W2r1=0（5-7）将5-4、5-5、5-6代入5-7中解之W2=0.32×105N斗杆有油缸作用力P2g′FQ向量在X轴上的模值：XFN=FQCOS-122=3000×0.53=1590mm如图5-1所示，取斗杆（带斗和连杆机构）为研究对象，则有：∑MC=0P2g′×EF-W1（l2+l3）-G3（XFN+r2′）-G2XFN/2=0P2g′×0.94-105×4.55-7×103×（1.59+0.274）-7×103×10.59/2=0P2g′=5.04×105N（5-8）而此时的斗杆闭锁力P2′=34.3×π×（70）2=5.28×105N，略大于P2g′横向挖掘阻力WK的求解：横向挖掘力WK由回转机构的制动器所承受，即WK的最大值决定于回转平台的制动力矩。故要先计算出制动力矩。地面附着力矩Mφ：Mφ=5000×φ×G4/3（其中φ=0.5）=5000×0.5×19.64/3=1.32×105N（5-9）在所设计的液压挖掘机中采用的是液压制动，由经验公式可求得回转机构的最大制动力矩MB：MB=0.6×Mφ=0.79×105NWK=MB/XV=0.79×105/1.432=0.55×105N（5-10）Q点作用力与作用力矩RQx、RQy、MQx、MQy的求解：取连杆机构为研究对象，如图5-3所示，则有：GRNPGRNP3NNHHX2X2KQY2KQY2RRkNH-摇臂HK-连杆G3-铲斗油缸的推力RK–连杆的作用力RN–摇臂的作用力图5-3连杆机构计算简图∑X2=0P3COS∠GHX2-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2=0（5-11）2.98×105×COS4.5-RNCOS57.5-RkCOS11.5=0∑Y2=0P3Sin∠GHX2-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2=0（5-12）2.98×105×Sin4.5-RNSin57.5-RkSin11.5=0由5-11、5-12式可解得：RN=-0.51×105N；Rk=3.3×105N如图5-2所示，取整个铲斗为研究对象，以V点为新坐标的原点，VK为X3轴，过V点与VK垂直的直线为Y3，建立X3O3Y3坐标，则有：∑X3=0W2-RQx-RkCOS∠11.5=0（5-13）0.32×105-RQx–3.3×105×COS∠11.5=0RQx=-2.91×105N∑Y3=0RQy+W1-RkSin∠11.5=0（5-14）RQy+105-3.3×105Sin∠11.5=0RQy=-0.34×105N∑MQY3=0MQy-WKl3-W2b/2=0（5-15）MQy-0.55×105×1.55-0.32×105×0.52=0MQy=105Nm∑MQX3=0MQx–W1b/2=0（5-16）MQx=W1b/2=0.53×105NmN点作用力与作用力矩RNx、RNy的求解：取曲柄和连杆为研究对象，如图5-4所示，则有：RNyF3RNyF3HNHNRRNxRkKRkKH-摇臂HK-连杆F3-铲斗油缸的推力RK–连杆的作用力RX–摇臂的作用力沿HK连线上的分力RY–摇臂的作用力沿HK连线垂直方向上的分力图5-4曲柄和连杆受力图图5-4曲柄和连杆受力图∑X2=0RNX+RkCOS∠11.5-F3=0（5-17）RNX=0.27×105NRNy=RNXtan∠FNH=0.27×105×tan∠57.5=0.43×105N第二工况位置的受力分析在这个工况位置下斗杆可能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大[1]具体简图如图5-5所示。取工作装置为研究对象，如图5-5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。YDYDEBEBGGCFCFAAXXNNQHQHKKW2W2W1W1VNH-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5-5第二工况下工作装置计算简图同第一工况的分析一样，可以得到以下向量：FC=5400（COS163+Sin163）FV=4550（COS-93.5+Sin-93.5）0V=OC+CF+FV=1865（COS88+Sin88）+5400（COS17+Sin17）+4550（COS-93.5+Sin-93.5）则XV=1865COS88+5400COS17+4550COS-93.5=4971mm同理也可以求得在该工况下作用在斗杆和铲斗上的力，其分别为：W1=1×105NW2=0.48×105NRk2=3.3×105NWN2=-0.5×105NRQx=-2.75×105NRQy=-0.34×105NMQx=0.5×105NmMQy=0.24×105Nm斗杆内力图的绘制2.97KN根据第一工况和第二工况下所求出的斗杆所受到的力和力矩，可以分别绘制出在第一工况下和第二工况下的内力图，如图5-6、5-7、5-8、5-9、5-10、5-11、5-12、5-13、5-14所示。2.97KN2.64KN2.64KN++FGFGEENQ—NQ—0.33KN0.33KN2.42KN2.42KN图5-6第一工况下斗杆的N图0.770.77×105N0.540.54×105N+0.34×105N+0.34×105NEFEFGNQ—GNQ—图5-7第一工况下斗杆的Qy图3.47×3.47×105N257KNm257KNm++FEFEQQ图5-8第一工况下斗杆的My图0.550.55×105N++EEFQFQ2.65×105Nm图5-9第一工况下斗杆的Q2.65×105Nm11×105Nm++EEFQFQ图5-10第一工况下斗杆的MZ图0.530.53×105Nm++FFEQEQ图5-11第一工况下斗杆的Tx图2.48×2.48×105N2.75×105NG+G+NFEQNFEQ-0.49×10-0.49×105N2.42×2.42×105N图5-12第二工况下斗杆的Nx图0.54×0.54×105N0.77×105N+0.34×105N+0.34×105NFGFGEENQ-NQ-3.42×3.42×105N图5-13第二工况下斗杆的Qy图257KNm257KNm++EFQEFQ图5-14第二工况下斗杆的Mx图5.1.2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。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5-15所示。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5-15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：斗杆危险截面处高度的计算危险截面的有效面积：(5-17)该截面对y轴的惯性矩:(5-18)该截面对z轴的惯性距:(5-19)横截面总面积:(5-20)该危险截面所受到的正应力:(5-21)该截面所受到的最大弯曲正应力:(5-22)(5-23)则截面所受到轴向拉应力与弯曲应力合成后有:(5-24)由于剪应力的大小相对于弯矩所产生的弯曲正应力要小得多，为简化计算，在计算中简应力忽略不计，仅在校核中用，则有：(5-25)由5-21、5-22、5-23、