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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑号 学院毕 业 设 计题 目 矿用挖掘式装载机的工作机构设计学生姓名学 号系 部专 业班 级指导教师二一五年六月需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑学院本科毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） （题目：矿用挖掘式装载机的工作机构设计 ）是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。尽本人所知，除了毕业设计（论文）中特别加以标注引用的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。作者签名： 年 月 日 （学号）：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763I矿用挖掘式装载机的工作机构设计摘 要挖掘式装载机是一种应用广泛的多功能的建设施工机械，作为工程机械的主力机种。挖掘式装载机主要由发动机、工作机构、回转装置、行走装置和、电气装置和液压系统等部分组成。本次设计主要是关于挖掘式装载机工作机构的设计，工作机构是直接完成挖掘任务的装置，进行工作机构的全面的通用性设计研究对推动国内挖掘式装载机发展具有十分重要的意义。本文首先，通过挖掘式装载机工作机构结构及原理进行分析，在此分析基础上提出总体结构方案；接着，通过运动分析对各构件主要尺寸进行了计算；然后，对各主要零部件进行了设计与校核并设计了液压系统；最后，通过 AutoCAD 制图软件绘制了工作机构装配图及主要零部件图、液压系统原理图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD 制图软件，对今后的工作与生活具有极大意义。关键字：挖掘式装载机；工作机构；动臂；斗杆；铲斗需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IIMine mining loaders working body designAbstractExcavator is a widely versatile construction construction machinery, engineering machinery as the main aircraft. Excavators composed mainly by the engine, equipment, rotary, part running gear and electrical equipment and hydraulic systems.The design is mainly about excavator working device design, equipment is done directly mining task means comprehensive universal design research work means having great significance in promoting the development of domestic excavator.Firstly, through the excavator working device structure and principle analysis, in this analysis, based on the overall structure of the proposed scheme; then, by motion analysis of the main dimensions of each component was calculated; then, for each of the main components were designed and school nuclear and hydraulic system design; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a working device assembly drawing and main parts diagram, hydraulic system schematics.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future of work and life of great significance.Keywords: Wheel excavator; Work equipment; Boom; Arm; Bucket需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763III目 录摘 要 .IAbstract .II第一章 绪论 .11.1 研究背景及意义 .11.2 国内外挖掘式装载机研究现状 .11.3 设计要求 .21.3.1 设计技术参数 .2第二章 工作机构总体设计 .42.1 工作机构构成及原理分析 .42.2 确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式 .52.2.1 确定动臂的结构形式 .52.2.2 确定斗杆的结构形式 .62.2.3 铲斗的结构选择 .62.3 确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置 .62.3.1 动臂油缸的布置 .62.3.2 斗杆油缸的布置 .82.3.3 铲斗油缸的布置 .8第三章 工作机构运动分析及基本尺寸计算 .103.1 动臂部分 .103.1.1 动臂运动分析 .103.1.2 动臂基本尺寸计算 .113.2 斗杆部分 .153.2.1 斗杆的运动分析 .153.2.2 斗杆基本尺寸计算 .163.3 铲斗部分 .173. 3.1 铲斗的运动分析 .173.3.2 铲斗基本尺寸计算 .21需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IV3.4 连杆、摇臂部分 .213.5 销轴与衬套 .22第四章 工作机构校核计算 .244.1 斗杆校核计算 .244.2 动臂校核计算 .31第五章 液压系统设计 .335. 1 设计要求 .335. 2 动力元件的选择 .335. 3 执行元件的选择 .345. 4 液压控制元件选择 .355. 5 液压系统辅助元件选择 .365.6 液压系统原理图 .36总 结 .38参考文献 .39致 谢 .40需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763V需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VI需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VIII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IX需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763X需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763XI需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763XII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631第一章 绪论1.1 研究背景及意义我国是一个发展中国家，在辽阔的国土上正在进行大规模的经济建设，这就需要大量的土石方施工机械为其服务，而挖掘式装载机是最重要的一类土石方施工机械。因此，可以肯定挖掘式装载机的发展空间很大。可以预见，随着国家经济建设的不断发展，挖掘式装载机的需求量将逐年大幅度增长。今后几年我国挖掘式装载机行业将会有一个很大的发展，挖掘式装载机的年产量将会以高于 20的速度增长。中国挖掘式装载机市场自 1997 年开始已进入了一个较快的发展时期， 2001 年与2000 年比较，全国挖掘式装载机的产、销量分别增长 55和 56。截止到 2002 年 8月底全国挖掘式装载机的销量已超过 13000 台，超过了 2001 年全年的销售数。2003 年全国挖掘式装载机的销售量超过 18000 台。显然，挖掘式装载机在整个工程机械行业中是产、销量增长最快的机种之一。而在挖掘式装载机中最为重要的就是关于工作机构设计，因为挖掘式装载机的工作机构能够最为明显的体现机器的工作能力和工作寿命，所以设计工作可靠，性能好，成本低，效率高，维护使用方便的工作机构就显得格外重要。1.2 国内外挖掘式装载机研究现状（1）国外研究现状国外挖掘式装载机生产历史较长，液压挖技术的不断成熟使挖掘式装载机得到全面的发展。德国是世界上较早开发研制挖掘式装载机的国家，1954 年和 1955 年德国的德马克和利渤海尔公司分别开发了全挖掘式装载机；美国是继德国以后生产挖掘式装载机历史最长、数量最大、品种最多和技术水平处于领先地位的国家；日本挖掘式装载机制造业是在二次大战后发展上起来的，其主要特点是在引进、消化先进技术的基础上，通过大胆创新发展起来的；韩国是挖掘式装载机生产的后起之秀，20 世纪 70 年代开始引进技术，由于产业政策进入国际市场，并已挤入国际挖掘式装载机的主要生产国之一。20 世纪 60 年代，挖掘式装载机进入成熟期，各国挖掘式装载机制造商纷纷采用液压技术并与其它技术相结合，使产品适应性得到了较快的发展，产品寿命和质量不断得到提高，操纵更加舒适，产品更加节能。例如美国卡特彼勒公司 1955 年以后推出的需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397632300B 系列挖掘式装载机，采用一种命名为 maestro 的系统，通过载荷传感液压装置，控制发动机的输出功率，实现与液压泵的严格匹配。Maestro 控制面板在机型上安装两种功率模式和四种工况状态，允许用户自行决定功率工况模式。再如韩国现代公司生产的 ROBEX450-3 型挖掘式装载机，有四种功率模式，通过集成化的电子控制系统自动确定最佳的发动机转速和液压泵的输出参数，使得发动机、液压泵的速度及液压用液压系统压力与实际工况相适应，从而获得最高的生产率和最佳的燃油消耗。此种技术在日本松、日立建机、神钢、韩国大宇重工、德国的利渤海尔、英国的 JCB 等到公司均得到普遍应用，代表了当代挖掘式装载机的最高水平。（2）国内研究现状早在 1958 年国内便开始了挖掘式装载机的研制开发工作，随后开发出一系列比较成熟的产品。当时出于受配件如发动机、液压件及企业自身条件的影响，其质量和产量远未达到应有的水平，与国外同类产品相比也存在较大差距。到了 80 年代末和 90 年代初，世界各工业发达国家挖掘式装载机技术水平得到了迅速的提高，突出表现在追求高效率(同一机重的挖掘式装载机功率普遍提高，液压系统流量增大作业循环时间减小，作业效率大大提高)；高可靠性和追求司机操作的舒适性。国内原有的数家挖掘式装载机专业生产厂为了生存和发展，利用自身的实力和丰富的挖掘式装载机生产经验，纷纷在工厂的技术改造、试验研究、新产品开发方面下大功夫。有的新开发的产品(也包括某些已生产多年的老产品)为了提高作业的可靠性，干脆采用了进口的液压件和发动机，甚至于整个传动系统都按照采用国外元件来设计，这种经过改型或新设计开发的挖掘式装载机其工作可靠性和作业效率得到很大的提高。这样，引进和消化国外的不少技术，在技术方面都有了长足的进步。国内挖掘式装载机行业近年来虽有很大发展，但与国外挖掘式装载机行业发达国家相比仍存在许多不足，其原因除了国内挖掘式装载机加工水平落后之外，挖掘式装载机设计水平与发达国家相比也有较大的差距，尤其是一些先进设计技术的掌握和应用。1.3 设计要求1.3.1 设计技术参数本次设计的挖掘式装载机工作机构，选定的参数如下表：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633标配斗容量： 0.2m 主泵最大流量： 119L/min整车重量： 6000KG 主油路系统工作压力： 24.5Mpa发动机功率： 33.2KW 行驶 (走) 速度(高/低)： 28km/h发动机品牌： YANMAR 回转速度： 10r/min发动机型号： 4TNV94L 爬坡能力： 40%最大挖掘高度： 5326mm 尾部回转半径： 1602mm最大卸载高度： 3592mm 最小离地间隙： 269mm最大挖掘深度： 3411mm 配重离地间隙： 982mm最大挖掘半径： 6087mm 上车平台宽度： 1785mm斗杆长度： 1600mm 下车平台宽度： 2014mm斗杆挖掘力(ISO) ： 29.2kN 驾驶室总高度： 2887mm铲斗挖掘力(ISO) ： 40.4kN 整机全长： 6130mm推土板宽度： 1944mm 整机全宽： 2014mm推土板高度： 398mm 整机全高： 2557mm轴距： 2100mm需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397634第二章 工作机构总体设计2.1 工作机构构成及原理分析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 工作机构组成图图 2-1 为挖掘式装载机工作机构基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作机构由铲斗 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机构绕动臂下铰点转动。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，使工作机构转到挖掘位置，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，使工作机构转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作机构再转至挖掘位需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397635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式装载机液压系统的不同，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。2.2 确定动臂、斗杆、铲斗的结构形式2.2.1 确定动臂的结构形式动臂是工作机构中的主要构件，斗杆的结构形式往往决定于动臂的结构形式。反铲动臂分为整体式和组合式两类。整体动臂构造简单、轻巧、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘式装载机，如图 2-2所示。图 2-2 整体动臂结构简图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状和强度值得注意，有时采用三节变动臂有利于降低弯曲处的应力集中。整体式变动臂结构简单、价廉，风度相同时结构重量较组合式动臂轻。它的缺点是替换工作机构少，通用性较差。为了扩大机械通用性，提高其利用率。往往需要配备几套完全不通用的工作机构。一般说，长期用于作业相似的反铲采用整体式动臂结构比较合适。组合式动臂一般都为弯臂形式。其组合方式有两类，一类用辅助连杆（或液压缸）连接，另一类用螺栓连接。组合式动臂与整体式动臂相比各有优缺点，它们分别适用于不同的作业条件。组合式动臂的主要优点是：图 3 1 整 体 式 直 动 臂需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397636（1）工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整。当采用螺栓或连杆连接时调整时间只需十几分钟，采用液压缸连接时可以进行无级调节。（2）较合理地满足各种类型作业装置的参数和结构要求，从而较简单地解决主要构件的统一化问题。因此其替换工作机构较多，替换也方便。一般情况下，下动臂可以适应各种作业装置要求，不需拆换。（3）装车运输比较方便。由于上述优点，组合式动臂结构虽比整体式动臂复杂，但得到了较广泛的应用。尤以中小型通用挖掘式装载机作业条件多时采用组合式动臂较为合适。本次设计作业条件比较单一，所以选用整体式弯动臂。2.2.2确定斗杆的结构形式斗杆也有整体式和合式两种，大多数挖掘式装载机都采用整体式斗杆，当需要调节斗杆长度或杠杆时采用更换斗杆的办法，或者在斗杆上设置 24 个可供调节时选择的与动臂端部铰接的孔。有些反铲采用组合式斗杆。2.2.3 铲斗的结构选择铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘式装载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，选用中型挖掘式装载机常用的铲斗结构，基本结构如图 2-3 所示。图 2-3 铲斗需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976372.3 确定动臂、斗杆、铲斗油缸的铰点布置2.3.1 动臂油缸的布置动臂油缸一般布置在动臂前下方，下端与回转平台铰接，常见的有两种具体布置方式。油缸前倾布置方案，如图 2-4 所示，动臂油缸与动臂铰接于 E 点。当动臂油缸全伸出，将动臂举升至上极限位置，动臂油缸轴线向转台前方倾斜。油缸后倾布置方案，如图 2-5 所示，当动臂油缸全伸出，将动臂举升到上极限位置时，动臂油缸轴线向后方倾斜。当两方案的动臂油缸安装尺寸 DE、铲斗最大挖掘高度 H 和地面最大挖掘半径 R相等时，后倾方案的最大挖掘深度比前倾方案小，即 。此外，在后倾方案中，2h1动臂 EF 部分往往比前倾方案的长，因此动臂所受弯矩也比较大。以上为动臂油缸后倾方案的缺点。然而，后倾方案动臂下铰点 C 与动臂油缸下铰点 D 的距离 CD 双前倾方案的大，则动臂在上下两极位置时，动臂油缸的作用力臂 Cp 也较大。因此，在动臂油缸作用国相同时，后倾方案得到较大的动臂作用力矩，这量其优点。图 2-4 动臂油缸前倾布置需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397638图 2-5 动臂油缸后倾布置在布置油缸时，应综合考虑动臂的结构、工作机构的作业尺寸及动臂举升力的挖掘力等因素。本设计选用动臂油缸前倾布置方案。2.3.2 斗杆油缸的布置确定斗杆油缸铰点、行程及斗杆力臂比时应该考虑下列因素。保证斗杆油缸产生足够的斗齿挖掘力。即油缸从最短长度开始推伸时和油缸最大伸出时产生的斗齿挖掘力应该大于正常挖掘阻力。油缸全伸时的偷税漏税力矩应该足以支承满载铲斗和斗杆静止不动。油缸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范围可以取得越小一些。保证斗杆的摆角范围。斗杆摆角范围一般取 100130。在斗杆油缸和转斗油缸同时伸出最长时，铲斗前壁和动臂之间的距离应大于 10cm。铰点位置的确定需要反复进行。在计算中初定铰点位置，如不够合理，应进行适当修改。2.3.3 铲斗油缸的布置确定铲斗油缸铰点应考虑以下因素。保证转斗挖掘时产生足够大的斗齿挖掘力，即在铲斗油缸全行程中产生的斗齿挖掘力应大于正常工作情况下的挖掘阻力。当铲斗油缸作用力臂最大时，所产生的最大斗齿挖掘应能使满载铲斗静止不动需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397639保证铲斗的摆角范围。铲斗的摆角范围一般取 140160，在特殊作业时可以大于 180，摆角位置可以按图 3-7 布置。当铲斗油缸全缩时，铲斗与斗杆轴线夹角（在轴线上方）应大于 10,常取 1525，铲斗油缸全伸、铲斗满载回转时，应使土壤不从斗中撒落。铲斗从位置到位置 时（图 2-6） ，铲斗油缸作用力臂最大，这里能得到斗齿最大切削角度的 1/2 左右，即当铲斗挖掘深度最大时，正好斗齿挖掘力也最大。实际上铲斗的切削转角是可变的。在许多情况下，特别是进行复合动作挖掘时，铲斗的切削转角一般都小于 100，而且铲斗也不一定都在初始位置 I 开始挖掘。因此，目前一般取位置 I 至位置 II 的转角为 3050，在这个角度范围内可以照顾到铲斗在挖掘过程中能较好地适应挖掘阻力的变化，又可以使铲斗在开始挖掘时就有一定的挖掘力。图 2-6 铲斗摆角范围需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976310第三章 工作机构运动分析及基本尺寸计算3.1 动臂部分3.1.1 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；:min1L:max1LA：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 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:minL:max1L:min1两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:max1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+l52-2COS1l7l51 = COS-1（l72+l52- L12）/2l7l5在三角形 BCF 中：l222 = l72+l12-2COS20l7l120 = COS-1（l72+ l12- l222）/2l7l1需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976311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+l1cos21YF = l30+l1Sin21 C 点的坐标为XC = XA+l5COS11 = l30YC = YA+l5Sin11动臂油缸的力臂 e1e1 = l5SinCAB显然动臂油缸的最大作用力臂 e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。这时L1 = Sqr（l72-l52 ）= l5 Sqr（2-1）1 = cos-11/3.1.2 动臂基本尺寸计算由于铲斗容量 0.2m3，根据国内外挖掘式装载机有关设计标准，通过类比法，q选出参数机重 6 吨。G又根据经验公式计算法，参考表 1-3 机体尺寸和工作尺寸经验系数表，线尺寸参数: = mLiik3得出:最大挖掘半径 =3.35 =5.728m；R135最大挖掘深度 =2.05 =3.505m；Hmax最大卸载高度 1.55 =2.65m；33据统计，最大挖掘半径 值一般与 + + 的和值很接近。因此由要求 ，R1l12l3 R1已定的 和 可按下列经验公式初选 、 ：3l1K l213KL=K1需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976312其中： =5.728m； 1.8；R11K经计算得出： =1.759m；l2= =1.81.759=3.166m1l在三角形 CZF 中， 、 和 都可以根据经验初选出：13K其中： 动臂的弯角，采用弯角能增加挖掘深度，但降低了卸载高度，1但太小对结构的强度不利，一般取 120140 ，取 140 ；1前面已算出为 3.166m；l1动臂转折处的长度比 ，一般根据结构和液压缸铰点 B 的位置来考虑，3KZCF初步设计取 1.11.3 ，取 1.2；3K因此根据公式：可以算出 、 、41l239图 3-2 动臂实际尺寸l 41 1321cosKll K l 2341 = ZCFarccos( )39 142ll经计算得出：ZC= =1.529m；1lZF= =1.834m； 42=17.939如图 3-3 所示。动臂液压缸全伸与全缩时的力臂比 K4 按不同情况选取，专用反铲可取 0.8；4K需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976313以反铲为主的通用机， 0.81.1；斗容量 1m3 左右的通用机，则可取 1。4K 4K本设计中取 1。的取值对特性参数 、最大挖掘深度 和最大挖高 有影响。14Hmax1Hmax2加大 会使减小或使 增大，这下符合反铲作业要求，因此基本用作反铲的Hmax1小型机取 60 。1本设计中取 70 。1斗杆液压缸全缩时 = 最大（图 3-3） ，常选 （ ） =CFQ832 832 max160180.本设计中取（ ） 170。 max取决于液压缸布置形式，动臂液压缸结构中这一夹角较BCZ图 3-3 最大卸载高度时动臂机构计算简图小，可能为零。动臂单液压缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼加耳座上，B 在Z 的下面。初定BCZ5，根据已知CZF 22.1 ，解得BCF17.1。由图 3-3 得最大卸载高度的表达式为） 21max15Amax3 sin(siYHll 328max12 )80sin( ll 由图 3-4 得最大挖掘深度绝对值的表达式为 AYlll 152min1123max1 si)si(需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976314将这两式相加，消去 ，5l并令 ， + - ，得到：A12BA8max32 - -A)+ -1=0Hmax1ax3l1)sin(ax1sin(i12l)Bsin(max1又特性参数：4Kmin1axs图 3-4 最大挖掘深度时动臂机构计算简图因此 sinmi114axsK= )coin1214maxi(将上式代入式（3-6）则得到一元函数 f( )=0。式中 和 已根据经验axHmax1ax3公式计算法求出，经计算得出： 29.6； 73.5，最后由求 为：min1m15l5l 1axi123s)in(HYAlA 0.638m70i50.36).29.(6.需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976315（其中： =3.166m； 1.759m； 97.1 ；1l2lA由于履带总高0.32 0.547，近似取 =0.65m） ，35Y然后，解下面的联立方程，可求 和 ：=arcos( )=arc( )min1572min12lLl21=arcos( )=arc( )ax1572ax12ll 2于是： =min1L5l=x axin1=1mi经计算得出： 1.63； 0.67； =0.952m；min1L 1.52m； =1.61mmax1L7l得到的结果符合下列几何条件： + =2.36 ；| - =0.9613.2 斗杆部分3.2.1 斗杆的运动分析如下图 3-5 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 3-5 斗杆机构摆角计算简图需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976316在三角形 DEF 中L22 = l82+ l92-2COS2l8l92 = COS-1（ L22- l82-l92）/2l8l9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）3.2.2 斗杆基本尺寸计算第一步计算斗杆挖掘阻力：斗杆挖掘过程中，切削行程较长，切土厚度在挖掘过程中视为常数，一般取斗杆在挖掘过程中总转角 =5080,取 65 ，在这转角过程中，铲斗被装满，这时半gg齿的实际行程为： grs601745.其中： 斗杆挖掘时的切削半径， ；6r 6FV取 1.7590.8032.562mmaxFV32l斗杆挖掘时的切土厚度 可按下式计算：ghSgBKqSgBKrq601745.斗杆挖掘阻力为： sgggrqhW60011745.式中 挖掘比阻力，由表 010 查得， 20（III 级土壤以下）0K0K土壤松散系数近似值取 1.25。s斗杆 与铲斗 和 之间，为了满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，2l3lminFV铲斗的总转角往往要达到 150180 ，需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631732min30coslFVl0.866 80.759.1. 2in计算得： 1.137mmin6rinFV把 、 、 、 、 代入式 3-12 得0Kqmin6rgsK2.48KN3ax1 1025.6137.045.2gW第二步确定斗杆液压缸的最大作用力臂。 m23max9max2)(PlleG45.096.1388.）（其中：根据经验公式计算法得出 13.96KN斗杆液压缸初始力臂 与最大力臂 之比是斗杆摆角 的余弦函数。设20emax2emax2,则ze209max2max20cosle2csmax由图 27，取 ，求得z0 1.203m12sinmax9min2lL16.5.2sin40 （其中斗杆摆角范围大致在 105125 ，取 105）max2)cos(2a9min92min8 lLlLl= =1.588m） 2105(45.0.03.122 3.3 铲斗部分3. 3.1 铲斗的运动分析需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976318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22 = HNG = COS-1（l152+l142-L32 ）/2l15l1430 = HGN = COS-1（L32+ l152- l142）/2L3l1432 = GMN = - MNG - MGN = -22-30在三角形 HNQ 中l 272 = l142 + l212 + 2COS23l14l21HNQ = COS-1（l212+l142- l272）/2l21l14在三角形 QHK 中27 = QHK= COS-1（l292+l272-L242）/2l29l27在四边形 KHQN 中NHK=NHQ+QHK铲斗油缸对 N 点的作用力臂 r1r1 = l13Sin32连杆 HK 对 N 点的作用力臂 r2r2 = l13Sin NHK而由 r3 = l24，r4 = l3 有3连杆机构的总传动比i =（ r1r3）/（r2r4）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 3铲斗的瞬时位置转角为3 =7+24+26+10其中，在三角形 NFQ 中需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763197 = NQF= COS-1（l212+l22- l162）/2l21l210 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 3-6 铲斗连杆机构传动比计算简图见图 3-7 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 - 2COSDCFl1l6l62 = l82 + l12 - 2COS3l1l8 3 = COS-1（l82+l12 l62）/2l1l8在三角形 DEF 中L22 = l82 + l92 - 2COS2l8l9 需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976320图 3-7 齿尖坐标方程推导简图 1则可以得斗杆瞬间转角 22 = COS-1（ l82+l92- L22）/2l8l94、6 在设计中确定。由三角形 CFN 知：l28 = Sqr（l162 + l12 - 2COS32l16l1）由三角形 CFQ 知：l23 = Sqr（l22 + l12 - 2COS32l2l1）由 Q 点知：35= CQV= 233-24-10在三角形 CFQ 中：l12 = l232 + l32 - 2COS33l23l333 = COS-1（l232+l32- l12）/2l23l3在三角形 NHQ 中：l132 = l272 + l212 - 2COS24l27l2124 =NQH=COS-1l272+l212 -l132）/2l27l21在三角形 HKQ 中：l292 = l272 + l242 - 2COS26l27l2426 =HQK=COS-1l272+l242l292）/2l27l24在四边形 HNQK：NQH =24 +26需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397632120 = 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。3.3.2 铲斗基本尺寸计算本次设计铲斗容量初步选择为 q=0.2m3 由经验公式 M=2179+25147q 可以得到整体质量大约是 6 吨左右，再由 P=7.7+0.0046M 可以推断出发动机的功率 P=7.1KW 当我们得知了铲斗的斗容量，其他的一系列数据的也可以随之而的出来了 。斗容量 、平均斗宽 ，还都是有转斗挖掘半径 和转斗挖掘装满转角 （这里qBR2令 ）是铲斗的四个非常重要的主速度要参数。 、 及 三者与 之间有以max Bq下几何关经过经验公式计算，可以大概得出的数据为=qSKBR)2sin(21其中： 0.2m 其中： =0.2m3(已知) ，铲斗斗容量；q铲斗挖掘半径，单位 m；R铲斗斗宽，根据经验公式反原理铲斗平均斗宽统计值和推荐范围，查表B可以得到，取 0.75m；铲斗的挖掘装满的通常转角一般都是取 90100，取它的具体值为295把各个数据代入到公式里面得到： 0.803mR斗齿参数的选择根据经验公式计算：齿宽 0.11 =0.11 =0.064m;bq32.0根据经验公式计算：长 0.26 0.26 0.152m;l3.根据经验公式计算：斗前臂与切削面的间隙取 =0.7 =0.0448mfb又由于铲斗宽度 B=0.75m,齿宽与齿距之和为 0.064+0.18=0.244m需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976322= =3.07 因此铲斗装有 3 个齿baB24.0753.4 连杆、摇臂部分从几何可容性与结构布置的角度对铲斗机构的要求考虑，必须保证铲斗六连杆机构在 全行程中任一瞬间时都不会被破坏，即保证 、 及四边形 在3l GFNMHNQK任何瞬间皆成立。根据铲斗六连杆机构的要求，借助电子计算机选出可行的方案：0.27m； 0.156m； 0.195m； 0.312m； 0.3mQNMHNHK3.5 销轴与衬套（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：2dFttr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 6-1 有：MPa10动臂各销轴的尺寸： 。， mdmd8904321斗杆各销轴的尺寸： 782，（2）销轴用螺栓的设计：螺栓选用的直径由销轴的直径不同分别选择 两种系列的螺栓5。160M、（3）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，如图 3-9。则各销轴的尺寸为：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763233-9 衬套动臂各衬套的尺寸： 。， mdmd9010432斗杆各衬套的尺寸： 892，需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976324第四章 工作机构校核计算4.1 斗杆校核计算挖掘装置的斗杆（尤以标准和加长斗杆）强度主要为弯矩所控制，故其计算位置可根据反铲工作中挖掘阻力对斗杆可能产生的最大弯矩来确定。根据斗杆工作情况的手试验说明，斗杆危险断面最大应力发生在采用转斗挖掘的工况下。其计算位置可按以下条件确定：按反铲装置作用力分析的电算结果选定。近似计算时，一般取以下两个位置：计算位置 I（图 41） ，条件为：1）动臂位于最低（动臂液压缸全缩） ；2）斗杆液压缸作用力臂最大（斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为 90） ；3）斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰点连线的延长线上；4）侧齿遇障碍作用有横向力 。kW这时，工作机构上的作用力有工作机构各部分的重量（铲斗重 ，斗杆重 和dGg动臂重 ） ，作用于斗侧齿上的挖掘阻力（包括切向力为 ，法向分力 和侧向力bG1W2） 。kW铲斗挖掘时，铲斗液压缸工作力 所能克服的切向阻力 可取铲斗为隔离体，按dP1对铰点的 力矩平衡方程 0 求得ccM需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976325)(1267rGrPlWdd式中： 由图 41 画图得， 0.766m；dl d由图 41 画图得， 0.3m；5r5r图 4-1 斗杆计算位置 I由图 41 画图得， 0.423m；6r6r由图 41 画图得， 0.268m；7 7由图 41 画图得， 0.142m；2r2r把 、 、 、 代入式 51 得：dl56r7 ） 0.142860.4237.68(.0W求得： 41.718kN1法向阻力 决定于动臂液压缸的闭锁力 ，可取工作机构为隔离体，按对动2BP需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976326臂底部铰点 的力矩平衡方程 0 求得：AAM01A12 )G rWrPWdgbB（式中： 动臂液压缸的闭锁力， 286kN；BP工作机构各部分重量对 点的力矩之和，相应的力臂)G(dgbAM值由图 41 确定为：由图 41 画图得， 1.36m；brbr由图 41 画图得， 1.99m；g g由图 41 画图得， 1.1m；drdr由图 41 画图得， 0.325m；BB由图 41 画图得， 3.16m；1r1r由图 41 画图得， 2.05m；0 0把 、 、 、 、 、 代入式 52 得：brgdBr=4.15kN 2.0541.780.8619.7362.0.352861.2 W取斗杆（带斗）为隔离体，列出对铰点 力矩平衡方程 0，可求得斗杆BBM液压缸作用力（被动状态） 。一般情况下，此力 与其闭锁力值（按该液压缸闭锁压gP力决定）相近。 3421)(rGlWlPgdbg 式中： 由 CAD 做图得， =0.46m；bl由 CAD 做图得， =1.56m；2 2l由 CAD 做图得， =0.766m；dl d由 CAD 做图得， =1.39m；4r4r由 CAD 做图得， =0.49m；3 3需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976327把 、
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