1、 挖掘機的機械手臂的設計摘 要挖掘機是一種應用廣泛的多功能的建設施工機械，作為工程機械的主力機種。由于液壓挖掘機具有多品種，多功能，高質量及高效率等特點，因此受到了廣大施工作業單位的青睞，其生產制造業也日益蓬勃發展。挖掘機的主要特點為：能無級調速且調速范圍大，能得到較低的穩定轉速，快速作用時，液壓元件產生的運動慣性小，加速性能好，并可作高速反轉，傳動平穩，結構簡單，可吸收沖擊和振動，操縱省力，易實現自動化控制，易于實現標準化、系列化、通用化。本次設計的主要參數是斗容量0.2m3它屬于中小型液壓挖掘機，主要設計挖掘機的工作裝置。挖掘機的工作裝置是直接完成挖掘任務的裝置，本設計對工作裝置的各個組成

2、部分進行了較為詳細的設計，這其中包括了動臂、斗桿和鏟斗及其驅動裝置的設計。挖掘力約為30kn，最大卸載高度約為2.65m，最大挖掘深度4.2m，最大挖掘半徑約為5.728m，從中可以看出整機作業能力有了很大的改進，不僅挖掘力大，且機器重量輕，傳動平穩，作業效率高，結構緊湊。關鍵詞挖掘機，機械手臂；斗桿 33目 錄摘 要i第1章 緒論11.1 課題來源11.2 課題的研究的背景和意義11.3 國內外的發展與現狀21.4 本次設計概訴3第2章 機械手臂的設計52.1 設計方案原則52.2 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式52.2.1 確定動臂的結構形式52.2.2 確定斗桿的結構形式72.2.3 確

3、定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構72.2.4 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式92.3 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置92.3.1 動臂油缸的布置92.3.2 斗桿油缸的布置102.3.3 鏟斗油缸的布置112.4 動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇122.4.1 反鏟裝置總體方案的選擇122.4.2 機構自身幾何參數132.4.3 斗形參數的選擇142.4.4 動臂機構參數的選擇172.4.5 斗桿機構參數的選擇212.4.6 連桿、搖臂參數的選擇22第3章 工作裝置的強度計算233.1 斗桿的計算233.2 動臂的計算28結論30參考文獻31致謝32第1章 緒論1.1 課題來源在學校組織的金工實習

4、期間，對挖掘機的機械手臂的結構和工作原理有了一定的了解，本課題來源于此。1.2 課題的研究的背景和意義挖掘機械的最早雛形，主要用于河道。港口的疏浚工作，第一臺有確切記載的挖掘機械是1796年英國人發明的蒸汽“挖泥鏟”。而能夠模擬人的掘土工作，在陸地上使用的蒸汽機驅動的“動力鏟”于1835年在美國誕生，主要用于修筑鐵路的繁重工作，被認為是現代挖掘機的先驅，距今已有170多年歷史。1950年，德國研制出世界上第一臺全液壓挖掘機。由于科學技術的飛速發展，各種新技術、新材料不斷在挖掘機上得到應用，尤其是電子技術和信息技術的應用使得液壓挖掘機在作業效率、可靠性、安全性和操作舒適性以節能、環保等方面有了長

5、足的進步。目前液壓挖掘機已經在全世界范圍內得到廣泛應用，成為土石方施工不可缺少的重要機械設備。挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切削刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業。因此，壓挖掘機是一種周期作業的土方機械。液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。在建筑工程中，可用來挖掘土坑、排水溝，拆除廢舊建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業。在水利施工中，可用來開挖

6、水庫、運河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等。在鐵路、公路建設中，用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝等。在石油、電力、通信業的基礎建設及市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道等。在露天采礦場上，可用來剝離礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等作業。在軍事工程中，或用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物1。所以，挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業的發展，都 起著很大的作用。據建筑施工部門統計，一臺斗容量1.0m3的液壓挖掘機挖掘級土壤時，每班生產率大約相當于300400個工人一天的

7、工作量。因此，大力發展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發展具有重要意義。本文主要設計液壓式挖掘機機械手臂。1.3 國內外的發展與現狀工業發達國家的液壓挖掘機生產較早，產品線齊全，p技術成熟。美國、德國和日本是液壓挖掘機的主要生產國，具有較高市場占有率。20世紀后期開始，國際上液壓挖掘機的生產從產品規格上看，在穩定和完善主力機型的基礎上向大型化、微型化方向發展；從產品性能上看，向高效節能化、自動化、信息化、智能化的方向發展。18331836年，美國人奧蒂斯設計和制造了第一臺蒸汽機驅動、鐵木混合結構、半回轉、軌行式的單斗挖掘機，生產率為35立方米時，但由于經濟性差沒有應用。19世紀7

8、0年代經過改進的蒸汽鏟正式生產并應用于露天礦剝離。1880年又出現了第一批以拖拉機為底盤的半回轉式蒸汽鏟。20世紀初至40年代末，挖掘機進入動力和行走裝置多樣化的階段。1910年，出現了第一臺電機驅動的單斗挖掘機；1912年出現了汽油機和煤油機驅動的全回轉式單斗挖掘機；1916年出產了柴油發電機驅動的開始采用。輪胎式行走裝置隨著汽車工業的發展，廣泛用于小型挖掘機1。我國的挖掘機生產起步較晚，從1954年撫順挖掘機廠生產第一臺斗容量為1m&sup3；的機械式單斗挖掘機至今，大體上經歷了測繪仿制、自主研制開發和發展提高等三個階段。新中國成立初期，以測繪仿制前蘇聯20世紀3040年代的w50

9、1.w502.w1001.w1002等型機械式單斗挖掘機為主，開始了我國的挖掘機生產歷史。由于當時國家經濟建設的需要，先后建立起十多家挖掘機生產廠。1967年開始，我國自主研制液壓挖掘機。早期開發成功的產品主要有上海建筑機械廠的wyl00型、貴陽礦山機器廠的w4-60型、合肥礦山機器廠的wy60型挖掘機等。隨后又出現了長江挖掘機廠的wyl60型和杭州重型機械廠的wy250型挖掘機等。它們為我國液壓挖掘機行業的形成和發展邁出了極其重要的一步。到20世紀80年代末，我國挖掘機生產廠已有30多家，生產機型達40余種。中、小型液壓挖掘機已形成系列，斗容有0.12.5m&sup3；等12個等級、

10、20多種型號，還生產0.54.0m&sup3；以及大型礦用10m&sup3、12m&sup3；機械傳動單斗挖掘機，1m3隧道挖掘機，4m3長臂挖掘機，1000m&sup3/h的排土機等，還開發了斗容量0.25m&sup3；的船用液壓挖掘機，斗容量0.4m&sup3、0.6m&sup3、0.8m&sup3；的水陸兩用挖掘機等。但總的來說，我國挖掘機生產的批量小、分散，生產工藝及產品質量等與國際先進水平相比，有很大的差距。近年來我國經濟增長迅速，液壓挖掘機市場需求不斷擴大，形成了巨大的挖掘機市場空間，但該行業主要由合資企業和外資企業所

11、壟斷。國內一些工程機械待業的上市股分公司合資的方式介入了挖掘機產業，同時國內還有眾多的企業也在生產液壓挖掘機，但在生產規模、品種、質量等方面與國外大公司相比還有一定差距。為了發展民族挖掘機產業，必須瞄準國際先進水平，圍繞國內外兩個市場，在充分利用國際化配套的國外先進技術的基礎上，增強自主創新意識，掌握核心設計制造技術，發揮性價比優勢，提高產品競爭力，把我國液壓挖掘機產品做大做強。1.4 本次設計概訴本文通過對挖掘機的機械機械手臂的觀察和了解，對挖掘機機械手臂進行研究，對挖掘機的動力臂尺寸設計，鏟斗容量等進行設計，實現挖掘機機械手臂的運動與循環工作。 圖1-1整體式彎動臂液壓反鏟工作裝置一般由動

12、臂1、動臂液壓缸2、斗桿液壓缸3、斗桿4、鏟斗液壓缸5、鏟斗6、連桿7和搖桿8等組成。其構造特點是各構件之間全部采用鉸接連接，并通過改變各液壓缸行程來實現挖掘過程中的各種動作。動臂1的下鉸點與回轉平臺鉸接，并以動臂液壓缸2來支承動臂，通過改變動臂液壓缸的行程即可改變動臂傾角，實現動臂的升降。斗桿4鉸接于動臂的上端，可繞鉸點轉動，斗桿與動臂的相對轉角由斗桿液壓缸3控制，當斗桿液壓缸伸縮時，斗桿即可繞動臂上鉸點轉動。鏟斗6則鉸接于斗桿4的末端，通過鏟斗液壓缸5的伸縮來使鏟斗繞鉸點轉動。為了增大鏟斗的轉角，鏟斗液壓缸一般通過連桿機構（即連桿7和搖桿8）與鏟斗連接。液壓挖掘機反鏟工作裝置主要用于挖掘停

13、機面以下的土壤，如挖掘溝壕、基坑等，其挖掘軌跡取決于各液壓缸的運動及其組合。反鏟液壓挖掘機的工作過程為，先下放動臂至挖掘位置，然后轉動斗桿及鏟斗，當挖掘至裝滿鏟斗時，提升動臂使鏟斗離開土壤，邊提升邊回轉至卸載位置，轉斗卸出土壤，然后再回轉至工作裝置開始下一次作業循環。動臂液壓缸主要用于調整工作裝置的挖掘位置，一般不單獨直接挖掘土壤；斗桿挖掘可獲得較大的挖掘行程，但挖掘力小一些。轉斗挖掘的行程較短，為使鏟斗在轉斗挖掘結束時裝滿鏟斗，需要較大的挖掘力以保證能挖掘較大厚度的土壤，因此挖掘機的最大挖掘力一般由鏟斗液壓缸實現的。由于挖掘力大且挖掘行程短，因此轉斗挖掘可用于清除障礙或提高生產率。在實際工作

14、中，熟練的液壓挖掘機人員可根據實際情況，合理操縱各個液壓缸，往往是各液壓缸聯合工作，實現最有效的挖掘作業。例如，挖掘基坑時由于挖掘深度較大，并要求有較陡而平整的基坑壁，則采用動臂和斗桿同時工作；當挖掘基坑底時，挖掘行程將結束，為加速裝滿鏟斗，或挖掘過程中調整切削角時，則需要鏟斗液壓缸和斗桿液壓缸同時工作。本次設計斗容量0.2m3挖掘機的機械手臂2。第2章 機械手臂的設計2.1 設計方案原則設計合理的工作裝置應能滿足下列要求：1主要工作尺寸及作業范圍能滿足要求，在設計通用反鏟裝置時要考慮與同類型、同等級機器相比的先進性。考慮國家標準的規定，并注意到結構參數受結構碰撞限制等的可能性。2具有一定的先

15、進性。3功率利用情況盡可能好，理論工作時間盡可能短。4確定鉸點布置，結構型式和截面尺寸形狀時盡可能使受力狀態有利，在保證強度、剛度和連接剛性的條件下盡量減輕結構自重。5作業條件復雜，使用情況多變時應考慮工作裝置的通用性。采用變鉸點構件或配套構件時要注意分清主次，在滿足使用要求的前提下力求替換構件種類少，結構簡單，換裝方便。6裝置的結構型式和布置便于裝拆和維修，尤其是易損件的更換。7要采取合理措施來滿足特殊使用要求3。2.2 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式2.2.1 確定動臂的結構形式動臂是工作裝置中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。直動臂構造簡

16、單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機,如圖3-1所示。圖2-1整體式直動臂采用整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。整體式動臂結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作裝置少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全不通用的工作裝置。一般說，長期用于作業相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。如圖2-1所示。組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。組合式動臂與整體式動

17、臂相比各有優缺點，它們分別適用于不同的作業條件。組合式動臂的主要優點是：1工作尺寸和挖掘力可以根據作業條件的變化進行調整。當采用螺栓或連桿連接時調整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調節。2較合理地滿足各種類型作業裝置的參數和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統一化問題。因此其替換工作裝置較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業裝置要求，不需拆換。3裝車運輸比較方便。4由于上述優點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用液壓挖掘機作業條件多時采用組合式動臂較為合適。本次設計作業條件比較單一，所以動臂選用整體式動臂4。2.2.2 確定斗桿

18、的結構形式斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數挖掘機都采用整體式斗桿，當需要調節斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置24個可供調節時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。2.2.3 確定鏟斗的結構形式和斗齒安裝結構1確定鏟斗的結構形式鏟斗結構形狀和參數的合理選擇對挖掘機的作業效果影響很大。鏟斗的作業對象繁多，作業條件也不同，用一個鏟斗來適應任何作業對象和條件較困難。為了滿足各種特定情況，盡可能提高作業效率，通用反鏟裝置常配有甚至十多種斗容量不同，結構形式各異的鏟斗。目前，對鏟斗結構形式的研究還處于現場試驗、實驗室試驗或模型試驗階段，未建立起較系統的理論。將兩只0.6m

19、3容量而斗型不同的反鏟斗裝在rh6液壓挖掘機上進行對比試驗，結果如表2-1所示。由于砂的挖掘阻力較小，對鏟斗設計的合理性反映不靈敏，所以這兩種鏟斗的試驗結果差別不大。而對頁巖作業效果就大不一樣，其中一個鏟斗的切削前緣中間略微凸出，不帶側齒，側臂略呈凹形，這些因素使頁巖挖掘阻力降低。另一個鏟斗的情況則相反。對各種鏟斗結構形狀的共同要求是：（1）有利于物料的自由流動，因此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各種物料的運動規律。（2）要使物料易于卸凈。用于粘土的鏟斗卸載時不易卸凈，因此延長了作業循環時間，降低了有效斗容量。國外采用設有強制卸土的粘土鏟斗。（3）為了使裝進鏟斗的物

20、料不易掉出，鏟斗寬度與物料顆粒直徑之比應大于4：1。當此比值大于50：1時顆粒尺寸的影響可不考慮，視物料為勻質。（4）裝設斗齒有利于增大鏟斗與物料剛接觸時的挖掘線比壓，以便切入或破碎阻力較大有物料。挖硬土或碎石時還能把石塊從土壤中耙出。斗齒的材料、形狀、安裝結構及其尺寸參數都值得研究，對它的主要要求是挖掘阻力小，耐磨，易于更換。表2-1反鏟斗對比試驗結果a）在頁巖中作業作業條件鏟斗編號鏟斗充滿時間(s)生產率（10kn/h）效率（%）在頁巖中作業鏟斗1鏟斗219.0540.642.622.6810053.3作業條件鏟斗編號鏟斗充滿時間(s)生產率（10kn/h）效率（%）在頁砂中作業鏟斗1鏟斗

21、25.96.3163.5152.710093.3b）在頁砂中作業2確定斗齒安裝方式目前，國產挖掘機斗齒安裝方式主要有兩類，斗容量q0.6m3時多采用螺栓連接圖2-2a，斗容量q0.6m3時時多采用橡膠卡銷結構圖2-2b。本次設計斗容量為0.2 m3挖掘機，所以斗齒安裝方式為螺栓連接5。圖22斗齒的設計a)螺栓連接方式； b)橡膠卡銷連接方式1-卡銷； 2-橡膠卡銷； 3-齒座； 4-斗齒2.2.4 鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式鏟斗與鏟斗液壓缸有三種型式圖2-3，其區別主要在于液壓缸活塞桿端部與鏟斗的連接方式不同，圖a為直接連接，鏟斗、斗桿與鏟斗液壓缸組成四連桿機構。圖b中鏟斗液壓缸通過搖桿1和連

22、桿2與鏟斗相連，它們與斗桿一起組成六連桿機構。圖a和圖b類似，區別在于前者液壓缸活塞桿端接于搖桿兩端之間。圖c的機構傳動比與b差不多，但鏟斗擺角位置順時針方向轉動了一個角度。六連桿方式與四連桿方式相比在同樣的液壓缸行程下能得到較大的鏟斗轉角，改善了機構的傳動特性。六連桿方式b和d在液壓缸行程相同時，后者能得到更大的鏟斗轉角，但其鏟斗挖掘力的平均值較小。連接方式如下圖。圖2-3鏟斗與鏟斗液壓缸的連接方式2.3 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置反鏟工作裝置實際上是多個連桿機構的組合。在發動機功率、整機質量和鏟斗容量等主要參數及工作裝置基本形式初步確定的情況下，工作裝置各鉸點在布置及各工作油缸參數

23、的選擇是否合理，會直接影響液壓挖掘機的實際挖掘能力。2.3.1 動臂油缸的布置動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。1油缸前傾布置方案，如圖2-4所示，動臂油缸與動臂鉸接于e點。當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。2油缸后傾布置方案，如圖2-4所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。油缸全收縮時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即h1h2。此外，在后傾方案中，動臂ef部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點c與動臂油缸下鉸

24、點d的距離cd比前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂cp也較大。因此，在動臂油缸作用力相同時，后傾方圖為了增大后傾方案的挖掘深度，有的挖掘機將長動臂cef改換成短動臂cef，并配以長斗桿。在最大深度處挖掘時，采用鏟斗挖掘而還是斗桿挖掘，這樣得到的最大挖掘深度為h1>h2。圖2-4動臂油缸前傾布置方案顯然，不論是動臂油缸前傾還是后傾方案，當c、d兩鉸點位置和ce長度均不變時，通過加大動臂油缸長度可以增大動臂仰角，從而增大最大挖掘高度，但會影響到最大挖掘深度。所以，在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作裝置的作業尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。本設計選用動臂油缸前傾布置

25、方案。2.3.2 斗桿油缸的布置確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。1保證斗桿油缸產生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍可以取得越小一些。2保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取100°130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于10cm。一般來說，斗桿越長，則其擺角范圍可以取得越小一些。鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，

26、應進行適當修改。2.3.3 鏟斗油缸的布置確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。1保證轉斗挖掘時產生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產生的最大斗齒挖掘應能使滿載鏟斗靜止不動。2保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取140°160°，在特殊作業時可以大于180°，擺角位置可以按圖2-5布置。當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于10°,常取15°25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。3鏟斗從位置到位置時圖2-5，鏟斗油

27、缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的1/2左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置開始挖掘。因此，目前一般取位置至位置的轉角為30°50°，在這個角度范圍內可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力6。圖2-5鏟斗擺角范圍2.4 動臂、斗桿、鏟斗機構參數的選擇2.4.1 反鏟裝置總體方案的選擇反鏟方案選擇的主要依據是設計任務書規定的使用要求，據以決定工作裝置是通用

28、或是專用的。以反鏟為主的通用裝置應保證反鏟使用要求，并照顧到其它裝置的性能。專用裝置應根據作業條件決定結構方案，在滿足主要作業條件要求的同時照顧其它條件下性能。反鏟裝置總體方案的選擇包括以下方面：1動臂及動臂液壓缸的布置確定用組合式或整體式動臂，以及組合式動臂的組合方式或整體式動臂的形狀。確定動臂液壓缸的布置為懸掛式或是下置式。前面已確定采用整體式動臂，動臂液壓缸的布置為下置式。2斗桿及斗桿液壓缸的布置確定用整體式或組合式斗桿，以及組合式斗桿的組合方式或整體式斗桿是否采用變鉸點調節。前面已確定采用整體式斗桿。3確定動臂與斗桿的長度比，即特性參數k1=l1/l2。對于一定的工作尺寸而言，動臂與斗

29、桿之間的長度比可在很大內選擇。一般當k1>2時，（有反鏟取k1>3）稱為長動臂短斗桿方案，當k1<1.5葉屬于短動臂長斗桿方案。k1在1.52之間稱為中間比例方案。要求適用性較強而又無配套替換構件或可調結構的反鏟常取中間比例方案。相反，當用配套替換構件或可調連接適應不同作業條件時，不同的配置或鉸點連接情況可組成各種比例方案。在使用條件單一，作業對象明確的條件下采用整體式動臂和斗桿固定鉸接，k1值由作業條件確定。從作業范圍看，在挖高、挖深與挖掘半徑均相同的條件下，k1愈大作業范圍愈窄，從挖掘方式看k1大宜用于斗桿挖掘為主，因其剛度較易保證。而k1值小宜用于以轉斗挖掘為主。本設計

30、采用中間比例方案,取k1=1.8。4確定配套鏟斗的種類、斗容量及其主參數，并考慮鏟斗連桿機構傳動比是否需要調節。5根據液壓缸系統壓力、流量、系統回路供油方式、工廠制造條件和三化要求等確定各液壓缸缸數、缸徑、全伸長度與全縮長度之比l。考慮到結構尺寸、運動余量、穩定性和構件運動幅度等因素一般取l1=1.61.7，個別情況下因動臂擺角和鉸點布置要求可以取l11.75，而取l2=1.61.7，l3=1.61.77。2.4.2 機構自身幾何參數機構自身幾何參數有三類，第一類是決定機構運動特性的必要參數，稱原始參數，本次設計主要選擇長度參數作為原始參數；第二類是由第一類參數推算出來的參數，稱推導參數，多為

31、運算中需要的角度參數；第三類是作方案分析比較所需要的其它特性參數。反鏟機構各部分原始參數、推導參數和部分特性參數見表2-2所示。表2-2反鏟機構自身幾何參數表參數分類機構組成鏟斗斗桿動臂符號意義原始參數l3=qv，l12=mh，l13=mn，l14=hn，l24=qk，l25=kv，l29=khl2=fq，l9=ef，l10=fg，l11=eg，l15=gn，l16=fn，l21=nql1=cf，l6=cdl7=cb，l8=df，l22=bf推導參數9nmh10kqv4efg5gnf6gfn7nqf8nfq2bcf3dfc特性參數k2=，l3k2=，l3k2=l31czf=k1=備注l2斗桿長

32、l1動臂長1動臂彎角2.4.3 斗形參數的選擇1.鏟斗的主要參數的選擇斗容量q、平均斗寬b，轉斗挖掘半徑r和轉斗挖掘裝滿轉角2d這里令d=dmax是鏟斗的四個主要參數。r、b及2d三者與q之間有以下幾何關系圖2-68。 (2-1)其中q0.2m3其中：q=0.2m3(已知)，鏟斗斗容量；r鏟斗挖掘半徑，單位m；b鏟斗斗寬，根據反鏟斗平均斗寬統計值和推薦范圍，查表2-67取b0.75m；2d鏟斗挖掘裝滿轉角，一般取2d90°100°，取2d=95°=1.658rad把q、b、2d代入式(2-1)得：解得：r=0.803m圖2-6鏟斗主參數示意圖鏟斗上兩個鉸點k與q的

33、間距l24圖2-5太大將影響鏟斗傳動特性，太小則影響鏟斗結構剛度。一般取特性：k2=l24/l3=0.30.38取k20.34l24/l3=0.34，r=0.803m，得出l24=0.273m。當轉角較大時k2取較小值，一般取a10=Ðkqv=95°115°，取Ðkqv =105°。2 .斗形尺寸計算根據鏟斗主要參數可進一步設計計算斗形其尺寸，如圖2-7所示。圖中三角形oge為等腰三角形，oa段為直線，ab弧段為拋物線。a點至直線eb的距離為h，拋物線定點高度為l，一般取hl。斗尖角b取值范圍一般為20°30°，斗側壁角為l

34、取30°50°，包角d取108°。常見鏟斗斗形參數參考表2-2。改變三角形oeg的形狀可以獲得不同的形狀的斗形。斗形尺寸根據比擬法d=0.75m(已知)、rd=0.803m(已知)，得出：c1=0.294m；c2=0.534m；c3=0.87；r=0.7324m；m=0.0706m；l=40°；b=23°；d=108°；hl=0.56m。圖2-7反鏟斗計算尺寸3.初選斗齒的幾何形狀鏟斗的幾何形狀應對挖掘比阻力達到最小值。鏟斗及切削時的主要參數，如圖2-7所示，圖中鏟斗容量q、長度l、寬度b、高度h、切削角、刃角和后角等參數的選擇都對挖

35、掘比阻力有直接影響。斗齒在鏟斗上的布置（齒寬和齒距）也是一個重要參數9。為使斗側壁不參與切削，鏟斗應裝有側齒。一般齒寬：m；齒長：m；齒距為：m；取a=0.18m斗前臂與切削面的間隙取： =0.7b=0.0448m又由于鏟斗寬度b=0.75m,齒寬與齒距之和為a+b因此：斗裝有3個齒。另外齒尖應保持銳利，否則挖掘阻力將急劇增加。新鑄（或鍛）的齒只有一個小的圓弧尖連續工作后，齒尖將逐漸磨損，并變鈍。通常，挖掘級土壤，齒尖顯著磨鈍后，挖掘阻用將增加50100%。因此，為避免這種超載挖掘，應及時更換或在齒刃口上堆焊硬質合金層，斗齒做成楔入式或組合式，以便快速更換和修補。圖2-8鏟斗的基本參數切削角對

36、切削阻力影響也很大。通常，挖級土時，斗切削角為a20°35°（較大值適用于硬土，小值適用于一般土），常用切削角為a30°，本次設計取a30°，后角l不應小于5°，刃角取25°。2.4.4 動臂機構參數的選擇由于鏟斗容量q0.2m3,根據國內外液壓挖掘機有關設計標準，通過類比法，選出參數機重g5t。又根據經驗公式計算法，參考表1-3機體尺寸和工作尺寸經驗系數表7，線尺寸參數：得出:最大挖掘半徑： m；最大挖掘深度：m； 最大卸載高度：m據統計，最大挖掘半徑r1值一般與l1+ l2+ l3的和值很接近。因此由要求r1，已定的l3和k1可按

37、下列經驗公式初選l1、l2： (2-2)其中： r1=5.728m；k11.8；經計算得出：l2=1.759m； l1= k1 l2=1.8×1.759=3.166m在三角形czf中，a1、l1和k3都可以根據經驗初選出：其中a1動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，但太小對結構的強度不利，一般取120°140°，取a1140°7； l1前面已算出為3.166m；k3動臂轉折處的長度比zf/zc，一般根據結構和液壓缸鉸點b的位置來考慮，初步設計取k31.11.3，取k31.2；圖2-9動臂實際尺寸因此根據公式： (2-3)可以算出l41、

38、l42、a39經計算得出：m；m；a39 =17.9°如圖2-9所示動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比k4按不同情況選取，專用反鏟可取k4<0.8；以反鏟為主的通用機，k40.81.1；斗容量1m3左右的通用機，則可取k41。本設計中取k41。a11的取值對特性參數k4、最大挖掘深度1max和最大挖高2max有影響。加大a11會使減小或使1max增大，這下符合反鏟作業要求，因此基本用作反鏟的小型機取a11>60°。本設計中取a1170°。斗桿液壓缸全縮時Ðcfq=a32-a8最大圖2-10，常選(a32-a8)=160°180°

39、;本設計中取（a32-a8）max170°。Ðbcz取決于液壓缸布置形式，圖2-5，動臂液壓缸結構中這一夾角較小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼加耳座上b在z的下面。初定bcz5°，根據已知czf22.1°10。 解得：bcf17.1°。由圖2-10得最大卸載高度的表達式為：（2-4）圖2-10最大卸載高度時動臂機構計算簡圖由圖2-11得最大挖掘深度絕對值的表達式為 (2-5)將這兩式相加，消去l5，并令aa11a2，ba+a8-a32max，得到： (2-6)又特性參數： (2-7)圖2-11最大挖掘深度時動臂機構計算簡

40、圖) （2-8）將上式代入式(2-7)則得到一元函數f(q1max)=0。式中h1max和h3max已根據經驗公式計算法求出： q1min=29.6°；q1max=73.5°最后由式2-5求l5為： （2-9）=0.638m(其中l1=3.166m；l21.759m；a=97.1°；由于履帶總高，近似取ya=0.65m)然后，解下面的聯立方程，可求和： (2-10) 經計算得出：s=1.63；r=0.67；l1min=0.952m；l1max=1.52m；l7=1.61m得到的結果符合下列幾何條件：；10。2.4.5 斗桿機構參數的選擇第一步計算斗桿挖掘阻力：斗桿

41、挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角dg=50°80°,取dg65°，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時半齒的實際行程為：其中：r6斗桿挖掘時的切削半徑，r6=fv；m斗桿挖掘時的切土厚度hg可按下式計算：斗桿挖掘阻力為： (2-11)式中k0挖掘比阻力，由表010查得，k020（級土壤以下）ks土壤松散系數近似值取1.2511。斗桿l2與鏟斗l3和fvmin之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態的要求，鏟斗的總轉角往往要達到150°180°。 計算得：m把k0、q、r6min、dg、ks代入式2-

42、12得：kn第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。m其中：根據經驗公式計算法得出p213.96kn斗桿液壓缸初始力臂e20與最大力臂e2min之比是斗桿擺角d2min的余弦函數，設e20=e2max則： （2-12）由圖2-13，取e20=e2max，求得：m（其中斗桿擺角范圍大致在105°125°，取d2max105°） =1.588m2.4.6 連桿、搖臂參數的選擇從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求考慮，必須保證鏟斗六連桿機構在l3全行程中任一瞬間時都不會被破壞，即保證gfn、gnm及四邊形hnqk在任何瞬間皆成立12。根據鏟斗六連桿機構的要求，借助電

43、子計算機選出可行的方案為qn=7m；mh=156m；nm=95m；hk=12m；hn=3m。第3章 工作裝置的強度計算工作裝置由鏟斗、斗桿、動臂以及連桿機構和各種工作液壓缸組成。對這些結構件的分析計算，首先應確定各結構件的不利工況，即在這工況下對某一結構件可能出現最大的應力，以這工況作為設計該結構件的依據，也就是強度設計中計算位置的選擇，計算圖式和載荷的確定問題。由于影響挖掘機挖掘力的因素很多，如三個工作液壓缸的匹配。整機穩定問題等，并且同樣的反鏟裝置還有較多的形式，對計算位置的選擇，看法很不一致，更無統一的規定。隨著電子計算機的普及應用，目前已有可能對挖掘機的所有工況及其挖掘過程中指定的千百

44、個位置進行作用力分析和對各結構件進行較多的可能危險斷面進行應力計算，再結合樣機的應力測定，使工作裝置結構設計有可能得到比較可行而又經濟的結構尺寸和形狀，對工作裝置中結構復雜的構件以及對結構中斷面突變或應力集中的部分可以采用有限元法進行計算，以提高分析計算的精確度13。3.1 斗桿的計算反鏟裝置的斗桿（尤以標準和加長斗桿）強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產生的最大彎矩來確定。根據斗桿工作情況的手試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發生在采用轉斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定：計算位置圖3-1，條件為：1動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）；2斗桿液壓缸作用力臂最

45、大（斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為90°）；3斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上；4側齒遇障礙作用有橫向力wk。這時，工作裝置上的作用力有工作裝置各部分的重量(鏟斗重gd，斗桿重gg和動臂重gb)，作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向力為w1，法向分力w2和側向力wk)14。鏟斗挖掘時，鏟斗液壓缸工作力pd所能克服的切向阻力w1可取鏟斗為隔離體，按對鉸點的力矩平衡方程åmc0求得 (3-1)式中ld由圖3-1畫圖得，液壓缸與斗臂兩鉸點距ld0.766m；r5鏟斗上兩鉸點間距離r50.3mr6鏟斗上的鉸點e與斗臂上的鉸點d間距離r60.423mr7動力臂與斗臂兩

46、鉸點距為r70.268m；r2r20.142m；把ld、r5、r6、r7代入式(3-1)得：kn法向阻力w2決定于動臂液壓缸的閉鎖力p¢b，可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點的力矩平衡方程åma0求得： (3-2)式中p¢b動臂液壓缸的閉鎖力，p¢b286kn；åma(gbgggd) 工作裝置各部分重量對點的力矩之和，相應的力臂值由圖3-1確定為：rb由圖3-1畫圖得，rb1.36m；rg1.99m；rd1.1m；rb0.325m；r13.16m；r02.05m把rb、rg、rd、rb、r1、r0代入式5-2得：=4.15kn取斗桿（帶斗）

47、為隔離體，列出對鉸點b力矩平衡方程åmb0，可求得斗桿液壓缸作用力（被動狀態）。一般情況下，此力p¢g與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖壓力決定）相近。 （3-3）式中rb由圖3-1畫圖得，rb =0.46m；r2=1.56m；rd=0.766m；r4=1.39m；r3=0.49m；把rb、r2、rd、r4、r3代入式(3-3)得：p¢g=0.4641.718(1.56+0.766)+0.86×1.392.23×0.49=45.69kn鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力wk由回轉機構的制動器承受，此力的最大值決定于回轉平臺的制動力矩，其值為： (3-4)

48、式中r橫向阻力wk與回轉中心間的距離, 由cad做圖得，r=1.28m；mt回轉平臺制動器可承受的最大力矩，mt4925.3n·m。把r、mt代入式(3-4)得：wk=3.848kn5計算位置圖3-2，條件為：動臂位于動臂液壓缸對鉸點有最大作用力臂rbmax處；斗桿液壓缸作用力臂最大；鏟斗斗齒尖位于b、c兩鉸點連線的延長線上，或鏟斗位于發揮最大挖掘力為置，正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力作用。此時工作裝置上的作用力僅為工作裝置的自重及斗齒上的作用力w1及w2。作用力的分析方法同上15切向阻力： (3-5)法向阻力： (3-6)橫向挖掘阻力： (3-7)由圖3-1畫圖得，r60

49、.423m；r70.29m；r20.14m；，rb1.52m；rg2.225m；rd1.36m；rb0.56m；r12.8m；r00.45m；lb=0.46m；l2=1.56m；ld=0.77m；r4=1.39m；r3=0.49m；r=1.22m；圖3-1斗桿計算位置通過計算得出：w163.51kn； w26.45kn； wk4.037kn。根據以上位置的斗桿作用力分析，便可作出斗桿的內力圖。對于計算位置，斗桿內力圖包括斗桿軸向力n，斗桿平面內、外的彎矩mx、my和剪力qx、qy，以及扭矩mkp；對于計算位置或，斗桿內力側僅有n，mx、qx。斗桿受載荷最嚴重的那一側，危險斷面為m-m。作用在這

50、個截面中心上載荷有：t2力可對斗齒取力矩平衡方程式來解得：圖3-2斗桿受力圖=2.87kn垂直平面內的彎矩（y-z平面內）：=81.35kn通過斗桿中心垂直于yz平面的xz平面中的彎矩為： =0.8kn·m沿斗桿軸向拉力為： =39.25kn這樣斗桿危險斷面上正應力為： =83mpa<s式中s許用應力，取s0.85ss；f斗桿梁的斷面積。斗桿還應根據危險斷面上的內力進行整體穩定驗算，其應力值為： (3-8)式中wx、wy截面對x-x軸、y-y軸的抗彎斷面系數；fm斗桿梁橫斷面的毛面積；y中心壓桿許用應力折減系數，可根據斗桿梁的細長比l來定。l按下式求出：上式中用下式求出：式中斗

51、桿的計算長度；計算截面的最小回轉半徑；計算截面的最小轉動慣量；因此斗齒截面上的應力：s=82.45mpas對于承受扭力的單梁方型斷面斗桿，還要計算其扭力矩： =63.51×0.44.037×0.18=26.13kn·m其扭曲應力為： = =120.97mpat式中a1、a1單梁方型斷面相應邊壁厚中心線距；t最薄處的壁厚。經驗算，該斗桿符合要求。3.2 動臂的計算反鏟裝置動臂的強度計算同樣應按挖掘工作中對動臂可能出現的最大載荷選定計算位置。除按電算結果進行選擇外，一般近似計算可采用以下計算位置條件為：1動臂位于最低（動臂液壓缸全縮）；2斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與

52、動臂鉸點三點位將支座a點產總反力銨兩支座三個座標方向分解。支座總反力ra分解為rax和raz并平均分配作用于兩支座。橫向力wk引起動臂的彎矩和扭矩可用支座反力t和q的形式來代替： (3-9) (3-10)式中mza支座a處的橫向彎矩； mza支座a處的扭矩（即mxa）；由于動臂支座內的側向間隙，橫向力wk可能同其中一個分支座（左邊或右邊的）來承受。這樣，距動臂支座ln的截面nx的內力可按下列各式求得：垂直平面內的彎矩： (3-11)橫向彎矩： (3-12)軸向力： (3-13)整體彎曲動臂對彎曲部分的斷面進行強度計算時，應考慮按曲梁進行驗算，即在彎曲平面內的應力按下式計算： (3-14)式中f斷面積；r斷面彎曲處的曲率半徑；y重心至計算點的距離，該點在曲率中心與斷面重心之間為負，反之為正； k斷面形狀及曲梁曲率有關系數；