1、目錄第一章 緒論3第二章 反鏟挖掘機的總體設計42.1 挖掘機作業過程介紹42.2 挖掘機主要構件尺寸的確定42.3 動臂干涉及合理性檢查8第三章 典型工況下的受力分析93.1 工況1下各鉸接點的受力分析93.1.1 YZ平面上的受力分析93.1.2 XY平面內受力分析123.2 工況2下動臂的受力分析133.2.1 YZ平面的受力分析133.2.2 XY平面內受力分析16第四章 動臂的內力圖174.1 工況1下的內力圖174.2 工況2下的內力圖17第五章 動臂的結構設計及校核195.1正應力計算與校核195.2 切應力計算與校核20第六章 銷軸與襯套的設計226.1 動臂與機架鉸接處C點銷

2、軸設計226.2 動臂油缸與動臂鉸接處B點銷軸設計236.3斗桿油缸與動臂鉸接點D處銷軸設計246.4 動臂與斗桿鉸接點F點銷軸設計24第七章 穩定性校核267.1 整體穩定性校核267.1.1 平面整體穩定性校核267.1.2 側向屈曲整體穩定性校核277.2 局部穩定性校核277.2.1 翼緣板的局部穩定性277.2.2 腹板的局部穩定性28第八章 焊縫校核29參考文獻31第一章 緒論液壓挖掘機是一種重要的工程機械，它的廣泛應用對于減輕勞動量，保證工程質量，加快工程進度，提高勞動生產率起了巨大的作用。傳統挖掘機中以反鏟單斗液壓挖掘機為常見挖掘機機型。反鏟挖掘機主要由機架、工作裝置及液壓輔助

3、裝置等組成。反鏟挖掘機工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗、連桿機構及油缸組成。常見的反鏟工作裝置總體來看屬于平面連桿機構，各部件之間采用鉸接方式并在液壓缸的作用下繞鉸接點擺動，完成挖掘、提升和卸土等動作，在此課程設計中主要介紹反鏟挖掘機工作裝置中動臂的結構設計。動臂是工作裝置的主要部件之一，反鏟動臂有整體式和組合式兩類；整體式動臂又有直動臂和彎動臂兩種。直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘機。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。它的缺點是可以實現的挖掘曲線單一，適合于長期用于想死作業的條件下。組合式

4、動臂可以實現同一臺挖掘機不同的作業范圍，但其結構復雜，制造成本高。本文采用整體式彎動臂。動臂與機架、動臂與斗桿都采用銷軸連接?？紤]到上述各類動臂的優缺點及結合實際工況，在這里動臂采用整體式彎動臂。第二章 反鏟挖掘機的總體設計2.1 挖掘機作業過程介紹液壓挖掘機的作業過程是以鏟斗的切削刃切削土壤并裝入斗內。斗裝滿后提升，回轉到卸土位置進行卸土。卸完后鏟斗再轉回并下降到挖掘面進行下次挖掘。本文主要對工作裝置的動臂進行分析，圖1-1是組成挖掘機動臂的主要構件。圖2-1 挖掘機動臂的主要構件示意圖動臂下鉸接點鉸接在轉臺上，通過動臂油缸4的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸接點轉動。動臂上鉸接點與斗

5、桿11相連，依靠斗桿油缸1使斗桿繞上鉸接點轉動，再結合鏟斗油缸10控制鏟斗5的翻轉等，最終實現挖掘作業。2.2 挖掘機主要構件尺寸的確定如圖2-2，動臂相關構件的尺寸符號如圖所示：圖2-2此挖掘機斗容參照相關機型，選取相關參數如表2-1： 表2-1挖掘機最大挖掘半徑r10030mm斗寬 b1232mm動臂油缸行程1305mm斗桿油缸行程1400mm鏟斗最大挖掘力149KN轉臺回轉制動力矩150KNm最大工作壓力35MPa閉鎖壓力40MPa本裝置動臂油缸采取兩個對稱布置形式，并且油缸與動臂鉸接點與動臂彎點重合。下面開始計算動臂的相關尺寸(1) 計算動臂長度及斗桿長度取 ，為動臂長度與斗桿長度的比

6、值，其參考范圍為1.52，又 ，其中：為鏟斗回轉半徑； 為鏟斗從開始接觸土壤到挖掘過程結束并脫離土壤的轉角 ，初選； 為松散系數，初選。從而得 =1300mm。近似取由于，從而解得。（2）計算上動臂長度及下動臂長度初選動臂彎角，其中的參考范圍為，的參考范圍為1.11.3。 在動臂組成的三角形CBF中，根據，得：。 （3）動臂油缸最長尺寸，最短尺寸及動臂油缸缸徑及活塞桿直徑的確定 ，取，其中的參考范圍為1.61.8，依據上述兩式得 。初選=135mm =90mm。 （4）鉸點A與C之間的距離及AC與水平面間傾角的確定 由 取，由于此挖掘機為反鏟裝置， 取。 （5）斗桿油缸最長尺寸和最短尺寸的確定

7、，初選斗桿油缸缸徑及活塞桿直徑由，取=1.65，得，初選=140mm =100mm。 （6）確定斗桿油缸的最大力臂，如圖2-3圖2-3 由 ， 又 為背壓，得。 （7）確定斗桿油缸在動臂上鉸接點D的位置由于D點位置只是安裝斗桿油缸，故只需滿足有足夠安裝空間即可，取DF與CF 的夾角為. 取，得 （8）初選斗桿前厚段的夾角 （9）初步確定鉸點G的位置 。 （10）初選鏟斗油缸缸徑=120mm及活塞桿直徑=80mm （11）初選各連桿長度2.3 動臂干涉及合理性檢查（1）校核動臂三角形ABC是否存在干涉 因為 所以動臂三角形ABC不存在干涉。（2）動臂機構設計的合理性將公式中的前述各值代入得，所以

8、動臂機構設計合理。第三章 典型工況下的受力分析對動臂的強度分析應以動臂可能承受的最大載荷的工況作為計算工況，根據經驗初步可以選定如下2個：工況1：如圖所示，該工況動臂油缸全縮、動臂處于最低位置，動臂與斗桿鉸接點、斗桿與鏟斗鉸接點、斗齒尖三點一線且垂直于停機面，即斗齒尖處于最大挖掘深度位置。工況2：動臂油缸和斗桿油缸的作用力臂最大、鏟斗油缸工作、工作裝置處于發揮最大挖掘力姿態。3.1 工況1下各鉸接點的受力分析此姿態的示意圖如圖3-1所示： 圖3-13.1.1 YZ平面上的受力分析取鏟斗和斗桿為研究對象，受力如圖3-2所示：圖3-2 連桿傳動比為其中：為鏟斗液壓缸對N點的作用力臂； 為連桿HK對

9、N點的作用力臂； 為連桿HK對Q點作用力臂，此三個力臂都可由示意圖3-1測出； 為鏟斗的回轉半徑，已由前面求出。故可得i=0.14。挖掘機的理論挖掘力，為鏟斗油缸提供的力；根據得=389.4KN， 進而得=54.5KN（1）隔離出鏟斗對Q點取矩 其中：為鏟斗繞Q點轉動的重力力臂；為鏟斗及土壤重量，取26KN；得 =61.7KN。 （2）求E點受力根據圖3-2，對F點取矩，有 其中：為鏟斗和斗桿重力對F點的力臂，可由示意圖3-1得出； 為斗桿油缸作用力對F點的力臂，可由示意圖3-1得出； 為鏟斗及斗桿的總重量，=38KN。解得：=523KN （3）求F點受力 ，得 。（4）求B點受力對動臂受力分

10、析，如圖3-3:對C點取矩有 圖3-3其中：為力對Q點的作用力臂，可由示意圖3-1得出； 為力對Q點的作用力臂，為動臂重力對Q點的作用力臂，可由示意圖3-1得出； 為鏟斗油缸作用力對Q點的作用力臂，可由示意圖3-1得出； 為動臂油缸作用力 對Q點的作用力臂，可由示意圖3-1得出。根據作用力與反作用力的關系有：=125.4KN ,=557.1KN,=523KN，各力的方向如圖3-3所示：得=1107KN，單個油缸所承受的壓力=/2=553.5KN動臂油缸閉鎖力=572.3KN ，故 < ，動臂油缸能夠承受。對動臂依據：得：=866.7KN,=-544.6KN。3.1.2 XY平面內受力分析

11、橫向力作用方向如圖3-4所示：為橫向力。 圖3-4橫向力作用下對C點和F點產生的橫向作用力為： 其中：為轉臺制動力矩（已知）， 為斗齒尖至回轉中心的垂直距離（由圖3-1可以得出）。得：=57.9KN =-57.9KN橫向力作用下在C處和F處產生的橫向附加彎矩及附加扭矩為：471.9KNM 偏載在XY平面內產生的彎矩為：3.2 工況2下動臂的受力分析此工況為動臂油缸作用力臂最大，鏟斗油缸作用力臂最大，鏟斗處于最大挖掘力姿態。此姿態下挖掘機的示意圖如圖3-5所示：圖3-53.2.1 YZ平面的受力分析以鏟斗和動臂為研究對象，受力圖如圖3-6： 圖3-6（1） 求E點的受力對F點取矩有： 其中：為力

12、對F點的作用力臂；由圖3-5得出； 為對F點的作用力臂；由圖3-5得出； 為鏟斗油缸發揮最大的挖掘力，為149KN； 為鏟斗和斗桿的總重量，為38KN； 為斗桿油缸作用的最大力臂。得：=605.4KN。斗桿油缸的閉鎖力KN>，所以鏟斗油缸能承受此力。（2）求F點的受力依據, 得=-666.1KN, =385.6KN（3）求B點的受力對動臂進行受力分析，受力圖如圖3-7：圖3-7對C點取矩，有其中：為力對C點的作用力臂； 為對C點的作用力臂； 為力對C點的作用力臂； 為對C點的作用力臂；這些值可以從圖3-5上得出； 為動臂的重力，取=20.33KN。又，得 。（4）求C點的受力根據 得=2

13、3.2KN ，=231.2KN。3.2.2 XY平面內受力分析XY平面內的受橫向力作用如圖3-7所示：圖3-7求橫向力作用下在F和C處產生的橫向力和= = 其中為斗齒尖至回轉中心的垂直距離，可以圖紙中測出；從而求得 =29.8KN，=-29.8KN橫向力作用下在F處和C處產生的附加彎矩和附加扭矩為：=118.8KNM =180.9KNM =47.6KNM =114.5KNM偏載在橫向平面內產生的彎矩為：=91.8KNM第四章 動臂的內力圖4.1 工況1下的內力圖根據第三章的受力分析，可得該工況下的YZ平面內的軸力圖、YZ平面內的剪力圖、YZ平面內的彎矩圖、XY平面的剪力圖、XY平面內的彎矩圖及

14、扭矩圖如圖4-1的（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）所示： (a） （b) （c） (d) (e） （f）圖4-14.2 工況2下的內力圖根據第三章的受力分析，可得該工況下的YZ平面內的軸力圖、YZ平面內的剪力圖、YZ平面內的彎矩圖、XY平面的剪力圖、XY平面內的彎矩圖及扭矩圖如圖4-2的（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）所示： (a) (b) (c) (d) (e) (f)圖4-2根據上兩個工況的內力圖可以得出，工況1姿態下，動臂受力更大，且受力最大的位置為動臂彎折處（B點),故可按工況1動臂的受力狀況對動臂進行結構設計。第五章 動臂的結構設計及校核根據上一章的分析可

15、知，動臂的受力為彎扭組合狀態，在這擬用第三強度理論對其進行設計及校核。根據經驗初選動臂鋼板的材料為低合金鋼16Mn，其屈服極限=350MPa，初選安全系數S=1.5；初步選擇動臂底板的寬度=420mm，底板的厚度=18mm。由于上動臂所受的載荷較大，取上下動臂側板的厚度=18mm，參考有關機型，初選動臂拐彎處截面高度h=500mm。動臂拐彎處截面如圖5-1所示：圖5-15.1正應力計算與校核（1） YZ平面內彎矩產生的正應力計算 其中： 可由平面內彎矩圖看出，其值為477KNm； 為X向抗彎截面系數，其值為，慣性矩； 又 把上述初選值帶入即可得，進而得出=98.7MPa。（2） XY平面內彎矩

16、產生的正應力計算 其中：可由工況1下XY平面內彎矩圖看出，其值為352.4KNm，為Z向抗彎截面系數，其值為 ；又 ，把上述初選的值代入即可得，進而得出=80.4MPa（3） 軸力產生的正應力其中：N為軸力，其值為1008KN； 為危險截面面積；將的值代入即可得=，從而得=31.7MPa綜上可得此工況下，動臂危險截面所受的正應力5.2 切應力計算與校核（1） YZ平面剪力產生的切應力根據薄壁閉合截面的剪力切應力公式，確定：將初選值代入上式即可得=，又最大切應力為：將上述值代入即得=11.3MPa。（2） XZ平面剪力產生的切應力根據薄壁閉合截面的剪力切應力公式，確定：=將初選值代入上式即可得=

17、，從而可得此時最大切應力=4.9MPa。（3） 扭矩產生的切應力根據薄壁閉合截面在扭矩下的切應力流公式得到抗扭截面系數：=根據 T根據扭矩圖可得，其值為180.9KNm，從而可得=41.5MPa，由于和無法在同一點取到最大值，由于值較小，我們將其忽略得最大切應力為：。依據第三強度理論： 將上述求得的和代入上式有<所以所設計的彎曲部分截面滿足第三強度理論。第七章 穩定性校核7.1 整體穩定性校核7.1.1 平面整體穩定性校核根據動臂的內力圖可知，上動臂屬于壓彎構件。對于壓彎構件的整體穩定性驗算可以根據下式計算：其中：N構件的軸向力； 按構件的最大長細比選取的軸心壓桿穩定系數； 構件對x和z

18、軸的歐拉臨界載荷； 軸壓穩定系數的修正系數；當算得的結構長細比<85時對應的軸的基本彎矩可不增大，這時可以按下面簡化公式用于整體穩定性驗算：因此可以通過先判斷的大小，進而選取公式進行求解。下面開始計算長細比的值，由于由于在XZ平面內上動臂可認為是兩端固定，故查表取取0.5，在YZ平面內上動臂視作兩端鉸接，查表取=1，根據公式：其中：根據承載方式而定的等截面柱的長度系數； 依截面變化情況確定的兩斷鉸接變截面柱的長度換算系數； 變截面柱的長度； 構件毛截面的最小慣性矩； A構件毛截面面積；由于YZ平面取的更大，故在YZ平面上穩定性更差，所以此驗算只需驗算YZ平面的穩定性即可，即公式中的變為，

19、變為。又，l=2.72m，A=，查表取=1.15，將這些值代入公式，最終得=78.7<85，故可以按照簡化公式進行計算。驗算，公式中N=1008KN，查表取=0.643，再根據第五章的求解，即得18.7+98.7+80.4=197.8MPa<，故動臂滿足整體穩定性要求。7.1.2 側向屈曲整體穩定性校核對于箱型梁結構，若梁的高寬比（b為兩腹板之間的距離），則梁的整體穩定性不需要驗算。由于此設計的動臂高寬比，故不需要對其再進行驗算。7.2 局部穩定性校核板的局部穩定性與其寬厚比有關，由于動臂中翼緣板和腹板的厚度保持不變，在動臂彎曲段其寬度最大且受力最大，因此若出現局部失穩則必定先出現在動臂彎曲段。對此段截面進行局部穩定性校核可以保證動臂