3559 挖掘機的工作裝置設計1

3559 挖掘機的工作裝置設計1,挖掘機,工作,裝置,設計 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計（論文）中期檢查表指導教師：秦歌 職稱： 副教授 所在院（系）： 機械與動力工程學院 教研室（研究室）： 機制系 題 目 挖掘機工作裝置設計學生姓名 田凌輝 專業(yè)班級 機械 10 升-1 班 學號 0816101025一、選題質量：1. 本選題符合機械設計與制造及其自動化專業(yè)培養(yǎng)目標，能夠充分體現專業(yè)綜合訓練要求。2. 本選題有一定程度的難度，主要在于挖掘機工作部分。3. 本題目的工作量較大，需要查閱較多的參考文獻，設計中結構復雜圖紙量較大，并且有一定的數據計算工作。4. 本題目是挖掘機設計，與生產科研，經濟，社會，文化及實驗室建設密切相關，與實際結合程度很高。2二、開題報告完成情況：目前已基本完成開題報告中的任務，但還有部分工作尚未完成。圖紙的確定設計還有待機一步研究設計。三、階段性成果：1，機械科技英文翻譯已完成。2，選題設計大綱已經成型并在進行各項完善工作和修正計算。3，部分機構的圖紙已經基本確定。4，機械裝置總體布局，傳動裝置，潤滑機構，基本確定。四、存在主要問題：計算量較大。3五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語指導教師： （簽名）年 月 日挖掘機工作裝置設計本課題的內容：本設計要求學生挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘機性能參數的重要性能指標，對其分析計算至關重要。挖掘阻力主要與挖掘對象及自身尺寸參數有關，而挖掘力則受眾多條件限制，危險工況的分析是關鍵點。在挖掘力分析基礎上，可對各桿件鉸接點進行力的分析計算，并進行機構設計的合理性分析。具體要求a、本設計中要注意的問題：結構較復雜，在滿足強度、剛度和穩(wěn)定性的前提下，盡可能節(jié)約材料。 b、預期的效果：挖掘機的工作裝置是挖掘機中最重要也是技術含量要求最高的部分。在設計中我們定位于 20t 中型履帶挖掘機。這是因為中型挖掘機中 20～22 噸系列占到整個挖掘機銷量的 70%～80%，且履帶式行走方式通過性和穩(wěn)定性好.通過挖掘機工作裝置設計應該要達到以下目的：1 所設計的挖掘機工作裝置要能夠制造出來。2 了解挖掘機工作裝置設計的各種方法以及所采用的新技術、新工藝。3 加強 CAD 等繪圖和分析軟件的操作熟練程度。4 重新回顧和認識所學的專業(yè)知識。c、完成校院要求的工作量和畢業(yè)設計論文的撰寫。參考文獻：[1] 同濟大學，太原重型機械學院.單斗液壓挖掘機[M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1980：40-86，264-274.[2] 金海薇. 液壓挖掘機反鏟工作裝置 CAD/CAM 研究[D].沈陽： 遼寧工程技術大學，2001[3] 劉本學.液壓挖掘機反鏟工作裝置的有限元分析[D].西安： 長安大學，2003，2[4] 高衡、張全根主編.液壓挖掘機 [M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1981.8，74 -75[5] 成大先主編.機械設計手冊. 連接與緊固[M].北京： 化學工業(yè)出版社，2004.1[6] 胡傳鼎編著. 機械制圖畫法范例[M].北京： 化學工業(yè)出版社，2005.1，221-227[7] 楊曉輝主編. 簡明機械實用手冊 [M].北京：科學出版社，2006.8，680-689[8] 范厚軍主編.緊固件手冊 [M].南昌：江西科學出版社，2004.1，357-640[9] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊第一卷 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.8，2-14-2-25河 南 理 工 大 學 萬 方 科 技 學 院本 科 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 開 題 報 告題目名稱 挖掘機的工作裝置設計學生姓名 田凌輝 專業(yè)班級 機械 10 升-1 班 學號 0816101025一、選題的目的和意義：挖掘機的工作裝置是挖掘機中最重要也是技術含量要求最高的部分。在設計中我們定位于 20t 中型履帶挖掘機。這是因為中型挖掘機中 20～22 噸系列占到整個挖掘機銷量的 70%～80%，且履帶式行走方式通過性和穩(wěn)定性好.通過挖掘機工作裝置設計應該要達到以下目的：1 所設計的挖掘機工作裝置要能夠制造出來。2 了解挖掘機工作裝置設計的各種方法以及所采用的新技術、新工藝。3 加強 CAD 等繪圖和分析軟件的操作熟練程度。4 重新回顧和認識所學的專業(yè)知識。二、國內外研究綜述：單斗挖掘機是一種重要的工程機械，廣泛應用于房屋建筑、筑路工程、水利建設、農林開發(fā)、港口建設、國防工事等的土石方施工和礦山采掘工業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動、保證工程質量、加快建設速度、提高勞動生產率起著十分巨大的作用。隨著國家經濟建設的不斷發(fā)展，單斗挖掘機的需求量將逐年大幅度增長，其在國民經濟建設中的作用將越來越顯著。三、畢業(yè)設計（論文）所用的主要技術與方法：挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘機性能參數的重要性能指標，對其分析計算至關重要。挖掘阻力主要與挖掘對象及自身尺寸參數有關，而挖掘力則受眾多條件限制，危險工況的分析是關鍵點。在挖掘力分析基礎上，可對各桿件鉸接點進行力的分析計算，并進行機構設計的合理性分析。四、主要參考文獻與資料獲得情況：[1] 同濟大學，太原重型機械學院.單斗液壓挖掘機[M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1980：40-86，264-274.[2] 金海薇. 液壓挖掘機反鏟工作裝置 CAD/CAM 研究[D].沈陽： 遼寧工程技術大學，2001[3] 劉本學.液壓挖掘機反鏟工作裝置的有限元分析[D].西安： 長安大學，2003，2[4] 高衡、張全根主編.液壓挖掘機 [M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1981.8，74 -75[5] 成大先主編.機械設計手冊. 連接與緊固[M].北京： 化學工業(yè)出版社，2004.1[6] 胡傳鼎編著. 機械制圖畫法范例[M].北京： 化學工業(yè)出版社，2005.1，221-227[7] 楊曉輝主編. 簡明機械實用手冊 [M].北京：科學出版社，2006.8，680-689[8] 范厚軍主編.緊固件手冊 [M].南昌：江西科學出版社，2004.1，357-640[9] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊第一卷 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.8，2-14-2-25畢業(yè)設計（論文）進度安排（按周說明）第 1～2 周：查閱資料、調研、參觀實習，然后完成設計開題報告；第 3～4 周：檢索查閱文獻資料不少于 12 篇，其中外文資料不少于 2篇；第 5～6 周：考慮設計方案，體現創(chuàng)新精神，繪制設計草圖；第 7～11 周：正式繪制挖掘機的工作裝置總裝圖 A0 圖紙一張，斗桿的設計圖 A1 圖紙裝配圖一張，動臂的結構設計圖 A2 圖紙一張，鏟斗結構設計圖 A2 圖紙一張；第 12～13 周：編寫畢業(yè)設計說明書，字數約 20000 字；六、指導教師審批意見：指導教師： （簽名）年 月 日 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文I本 科 畢 業(yè) 設 計（論文）題目 挖掘機工作裝置設計 院（系部） 萬方科技學院 專業(yè)名稱 機械設計與制造及其自動化年級班級 機械 10 升-1 班 學生姓名 田凌輝 指導教師 秦歌 2012 年 月 日河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文II摘 要單斗挖掘機是一種重要的工程機械，廣泛應用于房屋建筑、筑路工程、水利建設、農林開發(fā)、港口建設、國防工事等的土石方施工和礦山采掘工業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動、保證工程質量、加快建設速度、提高勞動生產率起著十分巨大的作用。隨著國家經濟建設的不斷發(fā)展，單斗挖掘機的需求量將逐年大幅度增長，其在國民經濟建設中的作用將越來越顯著。反鏟裝置作為單斗挖掘機工作裝置的一種主要形式，在工程實踐中占有重要地位。反鏟裝置的各組成部分有各種不同的外形，要根據設計要求選用適合的結構并對其作運動分析。然后，在滿足機構運動要求的基礎上對各機構參數進行理論計算，確定各機構尺寸參數，確定挖掘機反鏟裝置的基本輪廓。挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘機性能參數的重要性能指標，對其分析計算至關重要。挖掘阻力主要與挖掘對象及自身尺寸參數有關，而挖掘力則受眾多條件限制，危險工況的分析是關鍵點。在挖掘力分析基礎上，可對各桿件鉸接點進行力的分析計算，并進行機構設計的合理性分析。關鍵詞：單斗挖掘機 運動分析 力學分析 強度校核 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文IIIABSTRACTSingle d o u excavator is a kind of important engineering machinery, widely used in building, road engineering, water conservancy construction, forestry development, port construction, national defense construction and the conditions of fortifications mining extraction industries, to reduce heavy manual labor, ensuring the quality of projects and accelerate the construction speed and improve labor productivity plays an enormous role. With the continuous development of national economic construction, d o u excavator demand will greatly increase year by year, its role in national economic construction will become more and more prominent.The shovel device as a single d o u excavator working device of a main form in engineering practice, occupies an important position. The shovel device of each component of a variety of different shape, according to the design requirements for the selection of the structure and kinematic analysis. Then, on the basis of the requirement of motion parameters of various institutions, organizations, and determine the size parameters of the shovel device determine excavator basic outline.Digging resistance and mining force is the important measure excavator performance parameters on its performance index analysis, calculation is very important. Digging resistance with mining and relevant parameters, and their size by numerous dig power restriction, dangerous working conditions, the analysis is the key point. Based on the analysis in the mining strength to the bar on the pivotal point force calculation and analysis and the rationality of the design. KEY WORDS: Single d o u excavator, Motion analysis, Mechanics analysis，Strength Check河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文i目錄摘 要 ..............................................................IIABSTRACT..........................................................III1 緒論 ..............................................................11.1 課題背景及目的 ...............................................11.2 國內外研究狀況 ...............................................11.3 課題研究方法 ................................................21.4 論文構成及研究內容 ..........................................32 總體方案設計 ......................................................42.1 工作裝置構成 ................................................42.2 動臂及斗桿的結構形式 ........................................62.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置 ....................................62. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 ...................................72.5 鏟斗的結構選擇 ..............................................82.6 原始幾何參數的確定 ..........................................93 工作裝置運動學分析 ...............................................113.1 動臂運動分析 ...............................................113.2 斗桿的運動分析 .............................................133. 3 鏟斗的運動分析 ............................................143.4 特殊工作位置計算： .........................................194 基本尺寸的確定 ...................................................224.1 斗形參數的確定 .............................................224.2 動臂機構參數的選擇 .........................................23河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文ii4.2.1 α1 與 A 點坐標的選取 .....................................234.2.2 l1 與 l2 的選擇 ...........................................234.2.3 l41 與 l42 的計算 .........................................234.2.4 l5 的計算 ...............................................244.3 動臂機構基本參數的校核 .....................................264.3.1 動臂機構閉鎖力的校核 .....................................264.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核 ................294.3.3 滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核 ......................304.4 斗桿機構基本參數的選擇 .....................................314.5 鏟斗機構基本參數的選擇 .....................................324.5.1 轉角范圍 ...............................................324.5.2 鏟斗機構其它基本參數的計算 ................................335 工作裝置結構設計 .................................................365.1 斗桿的結構設計 ..............................................365.1.1 斗桿的受力分析 ..........................................365.1.2 結構尺寸的計算 ..........................................455.2 動臂結構設計 ................................................485.2.1 第一工況位置 ............................................485.2.2 第二工況位置： ..........................................545.2.3 內力圖和彎矩圖的求解: ....................................585.3 鏟斗的設計 .................................................625.3.1 鏟斗斗形尺寸的設計 .......................................625.3.2 鏟斗斗齒的結構計算： .....................................635.3.3 鏟斗的繪制： ............................................646 銷軸與襯套的設計 .................................................66河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文iii6.1 銷軸的設計 .................................................666.2 銷軸用螺栓的設計： .........................................666.3 襯套的設計： ...............................................667 結論 .............................................................68致謝 ...............................................................69參考文獻 ...........................................................70河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文11 緒論1.1 課題背景及目的挖掘機在國民經濟建設的許多行業(yè)被廣泛地采用，如工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電氣工程、農田改造、礦山采掘以及現代化軍事工程等等行業(yè)的機械化施工中。據統(tǒng)計，一般工程施工中約有 60%的土方量、露天礦山中 80%的剝離量和采掘量是用挖掘機完成的。隨著我國基礎設施建設的深入和在建設中挖掘機的廣泛應用，挖掘機市場有著廣闊的發(fā)展空間，因此發(fā)展?jié)M足我國國情所需要的挖掘機是十分必要的。而工作裝置作為挖掘機的重要組成部分，對其研究和控制是對整機開發(fā)的基礎。反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內外對其運動分析、機構和結構參數優(yōu)化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經趨于成熟。而關于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關文獻也很多，這些文獻從不同側面對工作裝置的設計進行了論述。而筆者的設計知識和水平還只是一個學步的孩子，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計有一些大體的認識，鞏固所學的知識和提高設計能力。1.2 國內外研究狀況當前，國際上挖掘機的生產正向大型化、微型化、多能化和專用化的方向發(fā)展。國外挖掘機行業(yè)重視采用新技術、新工藝、新結構和新材料，加快了向標準化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經形成了挖掘機的系列化生產，近年來還開發(fā)了許多新產品，引進了國外的一些先進的河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文2生產率較高的挖掘機型號 [1]。由于使用性能、技術指標和經濟指標上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機。目前，單斗液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能;應用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標準化、模塊化發(fā)展，以提高零部件、配件的可靠性，從而保證整機的可靠性;電子計算機監(jiān)測與控制，實現機電一體化;提高機械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機維修時間，提高適應能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機有以下的趨勢:（1）向大型化發(fā)展的同時向微型化發(fā)展。（2）更為普遍地采用節(jié)能技術。（3）不斷提高可靠性和使用壽命。（4）工作裝置結構不斷改進，工作范圍不斷擴大。（5）由內燃機驅動向電力驅動發(fā)展。（6）液壓系統(tǒng)不斷改進，液壓元件不斷更新。（7）應用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術。（8）增大鏟斗容量，加大功率，提高生產效率。（9）人機工程學在設計中的充分利用。1.3 課題研究方法結合同濟大學出版的《單斗液壓挖掘機》 ，利用旋轉矢量法和力學知識分別對單斗液壓挖掘機的工作裝置進行運動學分析和力學計算。根據運動學分析和力學計算的結果得到工作裝置的基本尺寸和結構尺寸。然后用 CAD 軟件進行二維和三維圖的繪制。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文31.4 論文構成及研究內容本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內容包括以下五部分:(1) 挖機工作裝置的總體設計。(2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。(3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。(4) 工作裝置主要部件的結構設計。(5) 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文42 總體方案設計2.1 工作裝置構成1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側板；8-連桿； 9-曲柄： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿.圖 2-1 工作裝置組成圖 圖 2-1 為液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗 5、連桿 8、斗桿 11、動臂 2、相應的三組液壓缸 1, 4,10 等組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉動。挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文5回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán) [2]。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。挖掘機工作裝置的大臂 與 斗桿是變截面的箱梁結構，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理 [3]。則可知單斗液壓挖掘機的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機構組成的具有三自由度的六桿機構，處理的具體簡圖如 2-2 所示。進一步簡化得圖如 2-3 所示。圖 2-2 工作裝置結構簡圖河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文61-鏟斗；2-連桿； 3-斗桿；4-動臂；5- 鏟斗油缸；6- 斗桿油缸圖 2-3 工作裝置結構簡化圖挖掘機的工作裝置經上面的簡化后實質是一組平面連桿機構，自由度是 3，即工作裝置的幾何位置由動臂油缸長度 L1、斗桿油缸長度 L2、鏟斗油缸長度 L3 決定，當 L1、L 2、L 3 為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定 [2]。2.2 動臂及斗桿的結構形式動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中型挖掘機中應用較為廣泛。其結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕 [3]，且有利于得到較大的挖掘深度。斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機采用整體式斗桿。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉臺的鉸點）河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文7設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面 [3]，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結構如圖 2-4 所示。1-動臂； 2=動臂油缸圖 2-4 動臂油缸鉸接示意圖2. 4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。該布置中 1 桿與 2 桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖 2-5 所示。1 2河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文81-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗圖 2-5 鏟斗連接布置示意圖2.5 鏟斗的結構選擇鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求 [1]：（1） 有利于物料的自由流動。鏟斗內壁不宜設置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運動規(guī)律。（2） 要使物料易于卸盡。（3） 為使裝進鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應大于 4，大于 50 時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。綜上考慮，選用中型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖 2-6 所示。321河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文9圖 2-6 鏟斗斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結構示意圖如 2-7 所示。1-卡銷 ；2 –橡膠卡銷；3 –齒座； 4–斗齒圖 2-7 卡銷式斗齒結構示意圖2.6 原始幾何參數的確定（1）動臂與斗桿的長度比 K1由于所設計的挖機適用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K 1 取在 1.5～2.0 之間，初步選取 K1=1.9，即 l1/l2=1.9。（2） 鏟斗斗容與主參數的選擇斗容在任務書中已經給出：q =0.9 m 3按經驗公式和比擬法初選：l 3=1550mm（3） 工作裝置液壓系統(tǒng)主參數的初步選擇各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力和“三化“要求。初選動臂油缸內徑 D1=140mm，活塞桿的直徑 d1=90mm。斗桿油缸的內徑D2=140mm，活塞桿的直徑 d2=90mm。鏟斗油缸的內徑 D3=110mm，活塞桿的直徑 d3=80mm。又由經驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程L1=1000mm，斗桿油缸行程 L2=1450mm，鏟斗油缸行程 L3=1250mm。并按河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文10經驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ 1=λ2=λ3=1.6。參照任務書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工作壓力 P=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。、、河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文113 工作裝置運動學分析3.1 動臂運動分析動臂油缸的最短長度； 動臂油缸的伸出的最大長度；:min1L:max1LA：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點.圖 3-1 動臂擺角范圍計算簡圖φ 1 是 L1 的函數。動臂上任意一點在任一時刻也都是 L1 的函數。如圖 3-1 所示，圖中 動臂油缸的最短長度； 動臂油缸的伸出的:min1L:max1最大長度； 動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；:in1?動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油:max1河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文12缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。則有：在三角形 ABC 中：L1 2 = 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)由圖 3-3 所示的幾何關系，可得到 α 21 的表達式：α21 =α20+α11-θ1 (3-3)當 F 點在水平線 CU 之下時 α 21 為負，否則為正。F 點的坐標為XF = l30+l1×cosα21YF = l30+l1×Sinα21 (3-4)C 點的坐標為XC = XA+l5×COSα11 = l30YC = YA+l5×Sinα11 (3-5)動臂油缸的力臂 e1e1 = l5×Sin∠ CAB (3-6)顯然動臂油缸的最大作用力臂 e1max= l5，又令 ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。這時L1 = Sq r（ l72-l52） = l5 × Sq r（ δ2-1）θ1 = cos-11/δ (3-7)河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文133.2 斗桿的運動分析如下圖 3-2 所示，D 點為斗桿油缸與動臂的鉸點點， F 點為動臂與斗桿的鉸點，E 點為斗桿油缸與斗桿的鉸點 q。斗桿的位置參數是 l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮 L2 的影響。D-斗桿油缸與動臂的鉸點點； F-動臂與斗桿的鉸點；E-斗桿油缸與斗桿的鉸點； θ 斗桿擺角.圖 3-2 斗桿機構擺角計算簡圖在三角形 DEF 中L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9θ2 = COS-1[（ L22- l82-l92） /2×l8×l9] (3-8)由上圖的幾何關系知φ2max =θ2 max-θ2min (3-9)則斗桿的作用力臂e2 =l9Sin∠DEF (3-10)顯然斗桿的最大作用力臂 e2max = l9，此時 θ2 = COS-1（ l9/l8） ， L2 = 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文14sqr（ l82-l92）3. 3 鏟斗的運動分析鏟斗相對于 XOY 坐標系的運動是 L1、 L2、 L3 的函數，現討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖 3-5 所示，G 點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點， F 點為斗桿與動臂的鉸點 Q 點為鏟斗與斗桿的鉸點，v 點為鏟斗的斗齒尖點 ，K 點為連桿與鏟斗的餃點，N 點為曲柄與斗桿的鉸點，M 點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H 點為曲柄與連桿的鉸點 [1]。（1） 鏟斗連桿機構傳動比 i利用圖 3-3，可以知道求得以下的參數：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 = ∠ HNG = π - ∠ MNG - ∠ MGN =π -α22-α30 (3-11)在三角形 HNQ 中L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21∠ NHQ = 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)在四邊形 KHQN 中河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文15∠ NHK=∠ NHQ+∠ QHK (3-14)鏟斗油缸對 N 點的作用力臂 r1r1 = l13×Sinα32 (3-15)連桿 HK 對 N 點的作用力臂 r2r2 = l13×Sin ∠ NHK (3-16)而由 r3 = l24， r4 = l3 有 [3]連桿機構的總傳動比i = （ r1×r3） /（ r2×r4） (3-17)顯然 3-17 式中可知，i 是鏟斗油缸長度 L2 的函數，用 L2min 代入可得初傳動比 i0，L 2max 代入可得終傳動比 iz。（2） 鏟斗相對于斗桿的擺角 φ3鏟斗的瞬時位置轉角為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 暫時未定，其在后面的設計中可以得到。當鏟斗油缸長度 L3 分別取 L3max 和 L3min 時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉角 θ3max 和 θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉角:φ 3 = θ3-θ3min 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文16(3-20)鏟斗的擺角范圍: φ 3 = θ3max-θ3min (3-21)a圖 3-3 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖（3） 斗齒尖運動分析見圖 3-4 所示，斗齒尖 V 點的坐標值 XV 和 YV，是 L1 、L 2、L 3 的函河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文17數只要推導出 XV 和 YV 的函數表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現推導如下:由 F 點知：α32= ∠ CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 (3-22)在三角形 CDF 中：∠DCF 由后面的設計確定，在∠DCF 確定后則有：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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文18a圖 3-4 齒尖坐標方程推導簡圖 1則可以得斗桿瞬間轉角 θ2θ2 = COS-1[（ l82+l92- L22） /2×l8×l9] (3-25)α 4、α 6 在設計中確定。由三角形 CFN 知：l28 = Sq r（ l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） (3-26)由三角形 CFQ 知：l23 = Sq r（ l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） (3-27)由 Q 點知：α35= ∠ CQV= 2π–α33-α24-α10 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文19(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)在四邊形 HNQK：∠NQH =α24 +α26 (3-32)α20 = ∠ KQV，其在后面的設計中確定。在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。3.4 特殊工作位置計算：（ 1） 最大挖掘深度 H1max河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文20NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖.圖 3-5 最大挖掘深度計算簡圖如圖 3-5 示，當動臂全縮時，F, Q, U 三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: H1max = YV = YFmin–l2–l3 = YC+L1Sinα21min–l2–l3= YC+l1Sin（ θ1-α20-α11） –l2–l3 (3-33)（2） 最大卸載高度 H3max河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文21NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點； F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點； G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖 3-6 最大卸載高度計算簡圖如圖 3-6 所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV 連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為:)sin()sin( 12132121max3 ?????? ?????? MAXMAXCQllYH(3-34)（3） 水平面最大挖掘半徑 R1max河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文22NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點； F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點； G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖 3-7 停機面最大挖掘半徑計算簡圖如圖 3-7 所示，當斗桿油缸全縮時，F. Q. V 三點共線，且斗齒尖 v 和鉸點 C 在同一水平線上，即 YC= YV，得到最大挖掘半徑 R1max 為:R1max=XC+L40 (3-35)式中：L40 = Sqr[（ L1+L2+L3） 2-2×（ L2+L3） ×L1×COSα32max (3-36)（4） 最大挖掘半徑 R最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下 C、 V 連線繞 C點轉到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我們可計算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。（5） 最大挖掘高度 H2max最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞 Q 點旋轉直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。4 基本尺寸的確定4.1 斗形參數的確定斗容量 q ：在設計任務書中已給出 q = 0.9 m3平均斗寬 B：其可以由經驗公式和差分法選擇，又由續(xù)表知 [1]：當 q = 1.0 m3 時， B = 1.16m河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文23當 q = 0.6 m3 時， B = 0.91m則當 q = 0.9m3 時， B = 0.91+（1.16-0.91）×0.3÷0.4= 1.112m再參考其它機型的平均斗寬預初定 B = 1.04m = 1040mm挖掘半徑 R：按經驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選 R = 1450mm 。轉斗挖掘滿轉角（2φ）：在經驗公式 q = 0.5 × R2B（ 2φ-Sin2φ） KS 中，K S 為土壤的松散系數，取值為 1.25，將 q = 0.9 m3 和 B = 1.04m 代入上式有：2φ-Sin2φ = 0.66φ = 95/2 = 47.5鏟斗兩個鉸點 K、Q 之間的間距 l24 和 l3 的比值 k2 的選取：l24 太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度 [3]，初選特性參數 k2 = 0.29。由于鏟斗的轉角較大，而 k2 的取值較小，故初選 α10 = ∠KQV =110。4.2 動臂機構參數的選擇4.2.1 α1 與 A 點坐標的選取初選動臂轉角 α1 = 130 由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數 k3 = 1.9（k 3 = L42/L41）鉸點 A 坐標的選擇：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文24由底盤和轉臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初選：XA = 430 mm ；Y A = 1200mm4.2.2 l1 與 l2 的選擇由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑 R1值與 l1+l2+l3 的值很接近，由已給定的最大挖掘距離 R1、已初步選定的 l3 和 k1，結合經驗公式有：l2 = （ R -l3） /（ 1+ k1） = （ 9885-1550） /（ 1+1.9） = 3000mm則 l1 = k1l2 = 1.9 × 3000 = 5700mm4.2.3 l41 與 l42 的計算如圖 4-1 所示，在三角形 CZF 中：mkl205120cos4..132341?????l42 = k3l41 = 1.9×2205 = 4190mmα3 9= ∠ZFC = COS-1（ l422+l12–l412） /2×l1×l42 = 164.2.4 l5 的計算由經驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取 k4 = 0.4α11 的取值對特性參數 k4、最大挖掘深度 H1max 和最大挖高 H2max 均有影響，增大 α11 會使 k4 減少或使 H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選 α11 = 62.5。斗桿油缸全縮時， ∠ CFQ =α32 –α8 最大，依經驗統(tǒng)計和便于計算，初選 （ α32 –α8） max = 160 。由于采用雙動臂油缸，∠BCZ 的取值較小，初取 ∠ BCZ = 5 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文25如上圖 4-1 所示，在三角形 CZF 中：∠ ZCF= π-α1-α39= 180-130-16= 34∠ BCF=α3=∠ ZCF-∠ ZCB=34-5 = 29由 3-34 和 3-35 有H3max = YC+l1Sin（ θ1-α20-α11） –l2–l3 (4-1)= YA+ l5 Sinα11+l1Sin（ θ1max-α2-α11） +l2 Sin（ θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180） –l3H1max = l2+l3+l1Sin（ α11-θ1min+α2） - l5 Sinα11- YA) (4-2)由 4-1、4-2 式有：H1max + H3max = l1Sin（ θ1max-α2-α11） + l2 Sin（ θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180） + l1Sin（ α11-θ1min+α2） + l2 (4-3)令 A =α2+α11 = 29 + 62.5 = 91.5B = A + （ α32 –α8） max = 91.5 +（-160）=-68.5將 A、B 的值代入 4-3 式中有H1max + H3max - l1[Sin（ θ1max-91.5） + Sin（ 91.5 -θ1min） ] + l2 Sin[（ θ1max +68.5） +1]= 0 (4-4)又特性參數 k4 = Sinθ1max/ λ1Sinθ1min則有 Sinθ 1min = Sinθ1max/ λ1 k4河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文26= Sinθ1max/0.65 (4-5)2max1in1in)65.0s(co???(4-6)將 4-5、4-6 代入到 4-4 式中6485+6630-5700×[Sin（θ 1max-91.5）+ Sin（ 91.5 -θ1min）] + l 2 [Sin（θ 1max +68.5）] = 0 (4-7)解之： θ 1max = 118Θ 1min = 34由 4-2 式有H1max = l2+l3+l1Sin（α 11-θ1min+α 2）- l 5 Sinα11- YAl5 = [l2+l3+l1Sin（α 11-θ1min+α2）- Y A - H1max ]/ Sinα11= [1550+3000 +5700Sin（91.5-34）- 1200- 6630]/ Sin62.5= 864mm而 θ1min 與 θ1max 需要滿足以下條件θ1min = COS-1[（ σ2+1-ρ2） /2σ] (4-8)θ1max = COS-1[（ σ2+1-λ12ρ2） /2σ] (4-9)將 θ1max 、θ 1min 的值代入 4-8、4-9 中得：ρ = 2.31 σ = 3.11而 ρ+ 1 = 2.31 + 1 = 3.31 〉σ 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文27(4-10)（1 + σ）/ρ = 4.1 1/2.31 = 1.78 〉λ （λ= 1.6） (4-11)ρ、σ 滿足 4-10、4-11 兩個經驗條件，說明 ρ、σ 的取值是可行的。則l7 = σl5 = 3.11 × 864= 2687mm (4-12)L1min =ρl5 = 2.51 × 864 =1998mm (4-13)L1max =λ1 L1min = 1.6×1998 = 3190mm (4-14)至此，動臂機構的各主要基本參數已初步確定。4.3 動臂機構基本參數的校核4.3.1 動臂機構閉鎖力的校核正常的挖掘阻力 W1J ：DBAZXRC???35.1max1]}cos[{?(4-15)在 4-15 式中，W 1—— 切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系數，對不同的土壤條件取值不同，這里設挖機用于Ⅲ級土壤的挖掘，取值為3；R— —鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉斗切削半徑其在前面已經河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文28初步確定，取值為 1550mm；ψ max——某一挖掘位置時鏟斗總轉角的一半；ψ——某一挖掘位置處轉斗的瞬時轉角，在此處由于是求平均挖掘阻力，故初取 ψ max =ψ = 54.5； B——切削刃寬度影響系數，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×1.04 = 3.7；A——切削角變化影響系數，取 A = 1.3.；Z——帶有斗齒的系數，取 Z =0.75；X——斗側壁厚影響系數，X = 1+0. 03S,其中 S 為側壁厚度，由于是初步設計，故預取 X = 1.15 ；D ——切削刃擠壓土壤的力，根據經驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取 D = 1.35 × 104N。將以上的數值代入到 4-15 式中可以解得： W1J = 0.55× 105N。由圖 3-7 知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩 M1J：M1J = W1J（ H1max + YC）= 0.55× 105×（6.63 +1.775）= 4.6× 105 N .m (4-16)動臂油缸的閉鎖力 F1′F1′ = P1×S1′ （S 1′：動臂油缸小腔的作用面積）= 3.43×107×π×（70 2 – 452）×10 -6= 3.1×105 N 最大挖掘半徑工作裝置自身重力所產生的力矩 MG ：要求力矩，首先應該需要知道作用力和作用力臂。在此處，則是先要求出工作裝置各部分的重量：由經驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下：動臂 G1 = 1320kg 斗桿 G2 = 700kg鏟斗 G3 = 700kg 斗桿缸 G4 = 200kg河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文29鏟斗缸 G5 = 115kg 連桿機構 G6 = 130kg動臂缸 G7 = 350kg當處于最大挖掘深度時：θ1 =θ1min = 46.1α2 =θ 1 +α21 -α11=34 + 47 – 62.5 = 18.5由圖 3-7 有MG ≈ （ G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6 ） l1COS20= （660+700 +700 +200 +115 +130 ）×5.7×COS20= 1.3 ×104N .m (4-17)動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩（對 C 點的矩）：M3 = F1′×l7 × l5 Sinθ1min / l1min + MG = 2×3.1×105 ×2.687×0.864×Sin34/1.998 + 1.3×105 = 4.2×105 N .m ≈M 1J = 4.6× 105 N.m (4-18)在 4-18 中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩略大于平均挖掘阻力，滿足要求。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文304.3.2 滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A -動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖 4-1 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖工作裝置重量 GG+D =G2 +G3 +G5 +G6= 700 + 700 + 115 + 130= 1645kg ≈ 1.8q×10 3 （q ：斗容）按經驗公式取土的重量：GT = 1.7q×103 = 1530kg當處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如圖 4-1 所示，則有：MZ = G1+4 ×l1 /2 + GG+D（l 1 + 0.7 l2）+ G T （l 1 + l2 + l3 /2）= （1320+200 ）×2.85+ 1645×（5.7+0.7×3）+ 1530×（5.7+3+0.775）= 3.2×104 N .m 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文31動臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 3.14×107×π×70 2×10-6=4.83×105 N在如圖 3-3 所示，在三角形 C