反铲液压挖掘机工作机构设计

本科毕业设计(论文)题目：反铲液压挖掘机工作机构设计教学单位： 机电工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 0912010339 姓 名： 刘寄吧 指导教师： 2012年 6月摘 要液压挖掘机是一种重要的工程机械，它的广泛应用对于减轻劳动量，保证工程质量，加快工程进度，提高劳动生产率起了巨大的作用。反铲工作装置由动臂，斗杆，动臂液压缸，斗杆液压缸和铲斗液压缸组成。 本文根据液压挖掘机反铲装置的结构特点和工作原理，对其各主要机构进行了运动学分析。并在此基础上，根据任务书的设计要求，结合各机构的工作特点和设计要求，在对各机构分析计算的同时，结合构件已知尺寸参数，算出各机构中构件的其它参数，为各构件的结构设计提供数据支撑。挖掘力是衡量挖掘机挖掘能力的重要参数，挖掘力是由各液压缸中的油液压力提供的，是主动力。最大挖掘力的实现受诸多因素的制约，它是工作装置各铰点受力分析的基础。挖掘阻力不仅与铲斗的尺寸形状有关，还与挖掘对象有关，是两者的综合反映。关键字： 液压挖掘机 反铲装置 运动分析 参数设计 力学分析33AbstractHydraulic excavator is an important engineering machinery.Its wide application played a tremendous role to reducing the volume of labor and to ensuring project quality and to accelerating progress and to increasing productivity.Backhoe working devices is made up of a moving arm and a fighting pole and shovel and a hydraulic tank of moving arm and a hydraulic tank of fighting pole and a hydraulic tank of shovel.Based on the hydraulic excavator backhoe device characteristics and the structure of principle,to all the major institutions of the kinematic analysis.On this basis,in accordance with the design specification design requirements,with the bodies of the characteristics and design requirements,in terms of the various agencies at the same time,combining elements of known size parameters,calculated in the component agencies of other parameters,for various components,The shape of design data support.Mining is a measure of the ability of excavators digging the important parameters.Mining is done by the hydraulic cylinder of the pressure on the oil,is initiative, the largest excavation of the realization by many factors, it is also working device to hinge point Analysis of the foundation.Mining resistance not only reflect the size of bucket shape,but also with the excavation of the object,is a comprehensive reflection of the two.Keywords： hydraulic excavator;backhoe device;motion analysis;parameters design; mechanical analysis目 录摘 要I第1章 前言11.1 课题背景及研究意义11.2 国内外研究状况11.3 论文构成及研究内容2第2章 挖掘机工作装置的总体设计32.1 工作装置构成32.2 动臂及斗杆的结构形式42.3 动臂油缸与铲斗油缸的布置42.4 铲斗与铲斗油缸的连接方式52.5 铲斗的结构选择52.6 原始几何参数的确定6第3章 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析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113.3.1 铲斗的传动比113.3.2 最大卸载高度133.3.3 最大挖掘半径14第4章 工作装置各部分的基本尺寸计算和验证154.1 铲斗各参数的确定154.1.1 铲斗结构形状的设计及基本要求154.1.2 铲斗主要参数的确定154.2 动臂机构参数的确定164.3 斗杆机构基本参数的选择184.4 铲斗机构基本参数的选择194.4.1 转角范围194.4.2 铲斗机构其它基本参数的计算19第5章 工作装置结构设计215.1 斗杆的结构设计215.1.1 斗杆的受力分析215.1.2 结构尺寸的计算265.2 铲斗的设计275.2.1 铲斗斗形尺寸的设计275.2.2 铲斗斗齿的结构计算275.3 销轴与衬套的设计285.3.1 销轴的设计285.3.2 衬套的设计28结 论29致 谢30参考文献31附录：零件截图32西京学院本科毕业设计（论文）第1章 前言1.1 课题背景及研究意义20世纪40年代在拖拉机上配装的悬挂的悬挂式反铲液压挖掘机，20世纪50年代初期和中期相继出现了拖式全回转液压机和履带式液压挖掘机。初期的液压挖掘机采用飞机和机床专用的液压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套也不齐全。从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段。反铲式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。我国挖掘机械行业近年来虽有很大的发展，但从产品的种类、数量和技术性能及制造质量上都还不能满足现代化建设发展的要求，迅速地提高挖掘机械的设计、研究和生产的技术水平是当前挖掘机械行业所面临的迫切而艰巨的任务。本设计有助于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。1.2 国内外研究状况1.国内研究情况我国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产的第一台斗容量为1的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪3040年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史。到20世纪80年代，我国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。但总的来说，我国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量与国际先进睡睡水平相比，有很大差距。2.国外研究情况工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本等是斗容量3.540单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机。 是世界上目前最大的挖掘机。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。1.3 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) 挖掘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及仿真设计。(5) 销轴的设计及螺栓等标准件进行选型。第2章 挖掘机工作装置的总体设计液压挖掘机的作业过程是以铲斗的切削刃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。本文主要对工作装置的反铲装置进行分析。2.1 工作装置构成液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，反铲工作装置由铲斗、连杆、斗杆、动臂、相应的三组液压缸等组成，液压挖掘机的工作装置组图如图2.1所示。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 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。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。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，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 动臂及斗杆的结构形式动臂是工作装置中的主要构件，斗杆的结构型式往往取决于动臂的结构型式。反铲动臂可以分为整体式和组合式两类。整体式动臂有直动式和组合式两类。直动式臂结构简单，轻巧，布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机。采用整体式弯动臂有利于得到较大的挖掘深度，它是专用反铲装置的常见形式。整体式弯动臂在弯曲处的结构形式和强度值得注意，近年来悬挂式挖掘机出现了小弯臂的结构形式，是直动臂的改良，动臂的箱型结构可以不用开口，动臂和斗杆油缸及管路的布置也比较方便。整体式动臂结构简单，价廉。刚度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是替换工作装置较少，通用性较差。而组合式动臂工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化调整，较合理的满足各种类型作业装置的参数和结构要求，装车运输比较方便。由于所设计的是中型液压挖掘机，综上选用整体式动臂。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，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，所以动臂油缸和铲斗油缸的布置为是下置式，具体结构示意图如图2.2动臂油缸铰接示意图。1-动臂；2-动臂油缸图2.2 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2.3所示。1-曲柄； 2-连杆图2.3 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。(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，小于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2.4所示。图2.4 铲斗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1.52.0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：q =0.9 m3按经验公式和比拟法初选：I3=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。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L1=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。由上绘出图2.5工作装置结构简图和表2.1后面设计中所需的参数。此上，后续设计所需参数已给定，液压挖掘机的总体设计基本完成。 图2.5 工作装置结构参 数 分 类机 构 组 成铲 斗斗 杆动 臂机 体符 号 意 义原始参数=QV , =MH ,=MN , =HN,=QK, =KV,=KH=FQ, =EF,=FG, =EG,=GN, =FN,=NQ=CF, =CD,=CB, =DF,=BF=CP, =CA,=CI, =CT,=CS, =JT,=JI推 导参 数=，=，=，=，=，=，=，=特 性 参 数, , , , 备 注表2.1 反铲机构自身几何参数表第3章 挖掘机的工作装置详细的机构运动学分析反铲装置的具体结构型按运动学分析，在运动学上能以通用的数学表达式表示。本文通过直角坐标系对典型结构型式作运动分析的方法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。3.1 动臂运动分析动臂是液压挖掘机的主要部件，前面选定整体式动臂，动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。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如图3.1所示，1是L1的函数，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；在三角形AB0C中： 动臂的瞬时转角为:=图 3.2 F点坐标计算简图 当F点在水平线CU之下时21 = UCB为负，否则为正。(图 3.2 F点坐标计算简图)F点的坐标为 XF = l30+l1cos21 YF = l30+l1Sin21 C点的坐标为 XC = XA+l5COS11 = l30 YC = YA+l5Sin11 动臂油缸的力臂e1 e1 = l5SinCAB 显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l53.2 斗杆的运动分析如下图3.3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3.3 斗杆机构摆角计算简图由图3.3的几何关系知 斗杆的瞬时转角为: 则斗杆的作用力臂 e2 =l9SinDEF 显然斗杆的最大作用力臂 e2max = l93.3 铲斗的运动分析3.3.1 铲斗的传动比铲斗相对于XY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。图 3.4 铲斗连杆机构计算简图当给定了铲斗液压缸长度，由表一原始参数及推导参数出发，利用几何关系可依次求得图3.4中（）、（）、（）、（）、（）、 （）、（）、 （）、（）、 （）、（）、（）等值。由图3-4铲斗液压缸对N点的作用力臂为 连杆HK对N点作的用力臂为 连杆HK对Q点作的用力臂为 铲斗连杆机构的总传动比为 铲斗相对于斗杆的摆角范围 当取上和时可分别求得和。于是得： 斗齿尖坐标方程斗齿尖V的坐标值和是、和的函数。 只要推导出和的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定。现按图 3.5 推导如下。结合表一以及前面计算得到的有关参数值，通过几何和三角函数运算，可依次求得：（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）、（）等最后得到:图3.5最大卸载高度计算简图图3.6 最大挖掘深度计算简图 3.3.2 最大卸载高度当动臂液压缸全伸，斗杆液压缸全缩，铲斗液压缸处于适当位置使QV连线处于垂直状态时得到最大卸载高度为： 故Q点坐标为： 式中： 因此V点坐标为： 就是最大卸载高度3.3.3 最大挖掘半径当斗杆液压缸全缩，铲斗液压缸处于适当位置使QV转到CQ的延长线上，CV水平时得到最大挖掘半径： 就是最大挖掘半径。 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；=9885mm此上，已对液压挖掘机的动臂、斗杆、铲斗的机构运动学作了分析。第4章 工作装置各部分的基本尺寸计算和验证液压挖掘机基本参数是表示和衡量挖掘机性能的重要指标，本文主要计算和验证铲斗、动臂、斗杆的尺寸。4.1 铲斗各参数的确定4.1.1 铲斗结构形状的设计及基本要求对于液压挖掘机，考虑到现实工作状况和查阅相关文献资料，对铲斗结构形状的设计有以下基本要求：（1）、要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，挖掘转角，挖掘半径和平均斗宽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： (4.1)式中：铲斗充满系数；土壤松散系数。（查表）一般取: (4.2)的取值范围： (4.3)式中： q铲斗容量，； b铲斗平均宽度，m。 因为q=0.9，查表跟经验公式取 b=1040mm.按经验统计和参考同斗容的其它型号的机械，初选 = 1450mm得出 = 95/2 = 47.5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，切削转角和挖掘半径对转斗底切削能容量有直接影响，可用下式表示： (4.4) 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；（理想状态取） 具有应力因次的系数，在铲斗容量q=0.151时，取=1.5； 具有容积质量因次的系数，在铲斗容量q=0.151时，取=0.07。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，计算得 E =1554.81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，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 =1104.2 动臂机构参数的确定初选动臂转角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 = 430 mm ；YA = 1200mm: 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: 其中:K1=1.8 l3=1550mm 且 = 9885mm 可解得：l2 = （R -l3）/（1+ k1）=（9885-1550）/（1+1.8）= 3000mm l1 = k1l2 = 1.8 3000 = 5400mm: 在中已知、可得： 计算得 3 9 =24.5:由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.4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，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 =35.5BCF=3=ZCF-ZCB =30.5最大卸载高度的表达式为：H3max= YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 最大挖掘深度绝对值的表达式为：H1max = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11- YA) 令A =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （32 8）max = 93 +（-160）=-67H1max + H3max - l1Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67）+1= 0 又特性参数：可得： 1max =152 1min = 46.1 H1max = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11-YA L5 = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- YA - H1max / Sin11 =750mm而1min与1max需要满足以下条件1min = COS-1（2+1-2）/2 1max = COS-1（2+1-122）/2 = 2.51 = 3.1 1 而+ 1 = 2.51 + 1 = 3.51 （1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） 、满足经验条件，说明、的取值是可行的。则l7=l5= 2335mm L1min =l5=1880mm L1max =1 L1min =3010mm至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。4.3 斗杆机构基本参数的选择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 = 940 mm 由图4.1所示图中，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(2max/2)/l9 = COS (2max/2)由图4.1知, 2max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2max,初取2max = 90。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。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；2：斗杆的摆角；l：斗杆油缸的最大作用力臂。图4.1斗杆机构基本参数计算简图由图4.1的几何关系有:L2min = 2l9Sin (2max/2)/(2-1) = 2215 mmL2max = L2min + 2l9Sin (2max/2) = 3545 mml82 = L22min + l29 + 2L2minl9COS(-2max)/2l8 = 2995 mm4.4 铲斗机构基本参数的选择4.4.1 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D0：H2max-H3max = l3（SinD0 +1） 得 D0 = 55最大转角3max：3max = V0QVZ，不易太大，太大会使斗齿平均挖掘力降低，初选3max =165 4.4.2 铲斗机构其它基本参数的计算在图4.2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。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4.2 铲斗机构计算简图则有：l24 = KQ = k2 l3 = 1550 mm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 = 69 KN 挖掘阻力F3J 所做的功W3J：W3J = F3J max l3 3max = 3.08105 N.m 由图4.2知，铲斗油缸推力所做的功W3：W3 = F3 （2-1）L3min 由功的守恒知 W3 = W3J 计算可得：L3min = 1720mm 则L3max =3 L3min =2750mm通过经验公式和同斗容的其它机型的参考，初步选定剩余的基本尺寸如下：HK = 600mm； HN = 640mm；NQ = 400mm； FN = l2-NQ = 2600mm； GF = 800mm；由预选GFN = 60则 GN2 = FN2 + GF2 2COSGFNFNGF GN = 2300mm至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。第5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，以作为受力分析的依据。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：（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e1max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。 1.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。DBCYEAFGXNHQKVNH-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当斗杆油缸全缩时，通过前面可以得出21 = 45，由图5.1可知CF的向量可以表示为：FC = 5400COS（180-45）+Sin（180-45） = 5400（COS135+Sin135）由前面的章节计算结果知：ZFC = 24.5，并初选DF = 3000mm。在DEF中 DEF = 90 COSEFD = EF/DF = 940/3000解得EFD = 72 在矩形CDEF中EFC = ZFC+DFZ+EFD= 106.5EFQ在前面已经初定为150FV = 4500（COS122.5+Sin122.5） OV = OC + CF + FV 则XV=1542mm FPdNHQKW1W2G3HK-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 由（3.15）式可i= 0.336则可得此时铲斗的理论挖掘力：F0D =F D i = 2.981050.336=1.0105 N初选该工况下铲斗重心到铰点Q的水平距离r2= l3 COS（-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 G3 r2 = 0W1 = 105 N工作装置所受重力对C点取矩有MC（Gi）= G1X1 +（G2 +G5）X2 + G3X3+G40.7XF+ G6X2= 0.76105 NW1到C点的距离 r0 = l2 + l3CFCOSCFV= 3280mmW2到C点的距离 r1 = CFSinCFV = 5400Sin103.5 = 5249mm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）- W1 r0 - W2 r1 = 0 则有MC = 0得 W2 = 0.32105 N 斗杆有油缸作用力P2g的求解：FQ向量在X轴上的模值：XFN = FQ COS-122 = 30000.53 = 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 = 0P2gEF- W1 （l2+l3）- G3（XFN +r2）- G2XFN /2 = 0P2g= 5.04105 N 而此时的斗杆闭锁力P2= 34.3（70）2= 5.28105 N，略大于P2g，说明闭锁力足够。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M：M = 5000G4/3 （其中 = 0.5） = 1.32105 N GRNP3NHX2KQY2RkNH-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= 0.6M=0.79105 NWK = MB / XV = 0.79105/1.432 = 0.55105 N取连杆机构为研究对象，如图5.3所示，则有：X2 = 0 P3COSGHX2-RNCOSHNX2-RkCOSHKX2 = 0Y2 = 0 P3SinGHX2-RNSinHNX2-RkSinHKX2 = 0得: RN = -0.51105 N ； Rk =3.3105 N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 = 0 W2 -RQx -Rk COS11.5= 0RQx = -2.91105NY3 = 0 RQy +W1- Rk Sin11.5= 0RQy = -0.34105 NMQY3 = 0 MQy -WK l3- W2 b/2= 0 MQy = 105 NmMQX3 = 0 MQxW1b/2= 0 MQx = W1b/2=0.5 3105 NmN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：HKKRNxRNyF3RkN H-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X2 = 0 RNX + Rk COS11.5- F3 = 0RNX = 0.27105 NRNy = RNX tanFNH = 0.27105tan57.5=0.43105 N 2.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。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。 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则 XV = 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 = 1105 N W2 = 0.48105 NRk2 = 3.3105 N WN2 = -0.5105 NRQx =-2.75105 N RQy= -0.34105 NMQx = 0.5105 Nm MQy = 0.24105 Nm5.1.2 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。由前面的受力分析知，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m=14mm,n=12mm如图5.5所示。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： 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5.5 第二工况下工作装置计算简图5.2 铲斗的设计5.2.1 铲斗斗形尺寸的设计反铲的铲斗的斗形与尺寸，有较常用的经验统计公式，用户可以根据实际需要进行配制。由经验公式初选：则下底板的斗形方程为： 上顶板的斗形方程为：同理计算出铲斗抛物线部分的方程为：5.2.2 铲斗斗齿的结构计算铲斗的结构设计按最大弯矩进行设计,由力学分析知在与铲斗斗体连接处的弯矩最大,如图5.6所示，由公式5.1有: (5.1)a : 斗齿厚度 b : 斗齿宽度 : 挖掘阻力 r : 斗齿尖到斗体的距离 t : 铲斗的厚度 : 斗齿的许用应力代入值解得a=110 mma:斗齿厚度:挖掘阻力r:斗齿尖到斗体的距离t:铲斗的厚度图5.6斗齿计算简图5.3 销轴与衬套的设计5.3.1 销轴的设计由于销轴与衬套的配合间隙较小，故以剪应力强度作为销轴的基本尺寸的设计，抗压强度与抗弯强度用于校核用。由有1： （5.2）在设计计算时，应以所有工况中销轴所受到的剪应力最大值对销轴进行设计。在本设计中，销轴所选用的材料为40CrMnMo，其耐磨，在热处理后有着良好的综合机械性能。由于销轴在重载的较恶劣工况中工作，故选择。代入式5.2有：动臂各销轴的尺寸：斗杆各销轴的尺寸：5.3.2 衬套的设计为使衬套耐磨、减震与润滑性能好，选择衬套的材料为铜基合金衬套的厚度选择为5mm，与销轴和圆筒分别采用间隙和过盈配合，则各销轴的尺寸为：动臂各衬套的尺寸：斗杆各衬套的尺寸：至此，已对液压挖掘机的主要工作装置结构进行设计和校核。结 论本论文以挖掘机反铲装置为研究对象，从反铲装置的工作特点开始，介绍了工作装置的主要部件：动臂、斗杆、连杆机构、铲斗并对其进行了详细的运动学分析。并在运动学分析的基础上，对反铲装置各机构参数进行了分析计算。讨论了复合挖掘方式下限制挖掘力发挥的各种情况，并对该工况下机构铰接点进行了铰点力的分析计算。本文主要工作和研究结论如下：1、首先对反铲装置进行了运动学分析，建立了动臂、斗杆和铲斗转角范围与对应液压缸的关系式及各关键点的坐标描述，通过对整机作业范围的分析，建立了反铲装置特殊工作位置的数学表达式。2、通过铲斗参数的计算，确定了铲斗结构形式及尺寸；通过动臂机构、斗杆机构及铲斗机构的参数计算确定了各机构的结构参数，为下步的结构设计提供了数据支撑。3、 用比例法和经验公式计算选择出工作装置各部分的基本尺寸。取q=0.9m3查表得平均斗宽b=1040mm，可计算出挖掘半径RD=1450mm。4、确定斗杆油缸的最大作用力臂，由已知数据可得油缸最大作用力臂l8为2995mm。5、由最大挖掘高度和最大卸载高度可计算铲斗转角范围0-165度，转角太大会使斗齿挖掘力降低。6、对销轴和衬套进行了材料的选择和尺寸的计算，由于销轴与衬套的配合间隙小，故以剪应力强度作为销轴的基本尺寸设计，抗压强度与抗弯强度用于校核。 挖掘机工作装置是挖掘机的核心部分，其结构的力学分析和计算较复杂，难度也较大，而作者本身的设计知识也十分有限，不足之处还望各位老师、同学指正，以使设计不断完善。致 谢本文的设计工作是在刘老师的精心指导和悉心关怀下完成的，在论文选题、总体方案的制定，具体研究方法及技术路线的设计以及论文的开展和撰写过程中，得到了刘老师的大力支持和耐心细致的指导。刘老师严谨的治学态度，孜孜不倦、开拓进取的工作作风，使我受益终身。在我的学业和论文的设计工作中无不倾注着导师辛勤的汗水和关心。从尊敬的刘老师身上，我不仅学到了扎实、宽广的专业知识，也学到了做人的道理。在此我要向刘老师致以最衷心的感谢和深深的敬意。 在此 感谢机电工程系所有无私传授知识的老师。感谢各位同学的帮助和支持。参考文献1同济大学主编.单斗液压挖掘机M.中国建筑工业出版社，19862天津工程机械研究所主编.单斗液压挖掘机M.中国建筑工业出版社，19773张珊珊.挖掘机液压系统的分析与研究D.上海:同济大学机械工程学院，20054张铁.液压挖掘机结构原理及使用M.石油大学出版社，20025杨一岳，高衡.土方工程机械工作装置发展前景J.国外工程机械，1992. 5: 29-326黄宗益，叶伟，李兴华.液压挖掘机液压系统概述J.建筑机械化，2003. 9: 12-167陈德沛.关于液压挖掘机发展的一些状况J.建设机械技术与管理，1992. 1: 33-358朱建新，邹湘伏，黄志雄.谈国产液压挖掘机未来的发展趋势J.凿岩机械气动工具，2003.3: 48-549吴永平.挖掘机作业机群配置技术研究J.工程机械，2002. 2: 15-1710刘应杰，洪昌银，蔡志轩.反铲液压挖掘机主参数优化研究J.工程机械，2002. 2: 6-1011陈育仪.工程机械优化设计J.中国铁道出版社，198712何允纪，李滨城，崔红.液压挖掘机反铲工作装置的优化设计J.工程机械，1994. 6: 6-1013刘玉强，王学军.液压挖掘机反铲上作装置优化设计J.机械产品与科技，1997. 1:12-1514顾虹，迟永滨.液压挖掘机运动仿真J.建筑机械，199315董玉平，应华等.液压挖掘机反铲工作装置的运动仿真J.工程机械，2000. 10:16-191987.3: 24-3216A.Hemandez Kinematic analysis of mechanisms via a velocity equation based in a geometric matrixJ. Mechanism and Machine Theory, Volume: 38(2003):1065-107817A.Levedev. Vector method for the synthesis of mechanismsJ. Mechanism and Machine Theory, Volu