1m3单斗液压挖掘机总体及工作装置设计

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1、1 绪论1.1设计选题的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 要大量的土方施工机械为其服务，而液压挖掘机是最重要的一类土方施工机械。因 此，可以肯定液压挖掘机的发展空间很大。可以预见，随着国家经济建设的不断发 展，液压挖掘机的需求量将逐年大幅度增长。今后几年我国液压挖掘机行业将会有 一个很大的发展，液压挖掘机的年产量将会以高于 20%的速度增长。中国挖掘机市场自 1997 年开始已进入一个较快的发展时期，2000 年与 2000 年 比较，全国挖掘机的产、销量分别增长55%和56%。截止到2002 年 8 月底全国挖掘 机的销量已超过13000 台，超200

2、1 年全年的销售数。显然挖掘机在整个工程机械行 业中是产、销量增长最快的机种之一。而在挖掘机中最为重要的就是关于工作装置设计，因为挖掘机的工作装置能偶 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装置就显得格外重要。 1.2国内外液压挖掘机的发展动态和研究现状最早在液压挖掘机工作装置设计时，设计人员通过类比、查表、理论计算初步 确定性能参数以后，还需要花大量的时间对设计的合理性进行分析，计算量大，而 且在设计过程中，大多选取几个特殊位置进行检讨计算，其精度当然较低。当今计 算机广泛应用于机械设计中，挖掘机工作装置设计得到了很快的发展。针对

3、液压挖 掘机工作装置的CAD软件也已经有了不少的研究。1.2.1国外液压挖掘机发展动态和研究现状国外挖掘机生产历史较长，液压挖掘技术的不断成熟使挖掘机得到全面的发展。 德国是世界上较早开发研究挖掘机的国家，1954 年和1955年德国的徳马克和利渤海 尔公司分别开发了全液压挖掘机；美国是继德国以后声场挖掘机历史最长、数量最 大、品种最多和技术水平处于领先地位的国家；日本挖掘机制造业是在二次大战后 发展上起来的，其主要特点在引进、消化先进技术的基础上，通过大胆创新发展起 来的；韩国式液压挖掘机生产的后起之秀。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

4、方向发展：（1）、开发多品种、多功能、高质量及高效率的挖掘机。（2）、迅速发展全液压挖掘机，不断改进和革新控制方式，使挖掘机由简单的杠 杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气操纵，利用电子计算机控 制接收器和激光导向相结合，实现挖掘机作业操纵的完全自动化。（3）、采用新技术、新工艺、新结构、加快标准化、系列化、通用化发展速度。（4）、更新设计理论，提高可靠性，延长使用寿命。美、英、日等国家推广采用 有限寿命设计理论，以替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤积累论、 断裂力学、有限元法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳 强度分析方法等先进技术应用于液压挖掘

5、机的强度研究方面，促进了产品的优质高 效和竞争力。（5）、加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有 坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低 噪声干扰。（6）、进一步改进液压系统。（7）、迅速拓展电子化、自动化技术在挖掘机上的应用。随着对液压挖掘机的工 作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使 了机电液一体化在挖掘机的应用，并使其各种性能有了质的飞跃。1.2.2国内液压挖掘机的发展动态和研究现状早在1985 年我国便开始了液压挖掘机的研制开发工作，随后开发出一系列比较 成熟的产品， 如 Wy100、WY60

6、、WY250 等。当时由于受配件如发动机、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。自改革开放以来，国产液压挖掘机行业进入了一个快速发展的重要 阶段。出现了一批实力比较雄厚的生产企业如中国一拖、柳州工程机械厂、黄河工 程机械厂、广西玉柴股份有限公司等。它们生产的部分产品已出口，打破了多年来 主要由少数几家国外挖掘机制造企业垄断国内市场的局面，使国产液压挖掘机的产 量和质量都上了一个新台阶。90 年代以来，随着迅速发展的微电子技术、计算机技 术、控制技术、通信技术等新技术日益渗透到液压挖掘机技术中，世界各工业发达 国家的液压挖掘机技术水平得

7、以迅速提高， 使一度与国外技术水平缩小的国产液压 挖掘机再次与国外液压挖掘机差距拉大了。因此，国内液压挖掘机市场大部分被国 外产品所占据的局面长期得不到改善。随着我国改革开放的进一步深入，国家对基础建设和基础设施投资的规模日益 扩大，国内用户对高质量、高水平、高效率的液压挖掘机的需求愈来愈迫切。据权 威部门估计，到2005 年我国用于购置工程机械的费用约为 800 多亿元（含国产和进 口），其中液压挖掘机的年需求量为 12000-14000 台，这无疑对国产液压挖掘机的发 展既是机遇，又是挑战。积极发展高性能国产液压挖掘机已迫在眉睫。目前， 液压挖掘机的研究与发展应致力解决三个基本问题：（1）

8、着眼于动力、传动系统的改进以达到高效节能，提高机器的生产率和降低 工作损耗，减少对环境的污染；（2）局部操作控制自动化到整机完全自动化甚至智能化发展；（3）改善操作者的劳动条件和操作安全性。1.3当前液压挖掘机存在的主要问题虽然液压挖掘机的发展很快，但是液压挖掘机仍然存在着各种问题：（1）控制精度的要求并不高，多数在 100mm 之内，并不像其它领域机器人运 动控制要求到10mm之内，或者更高。首先，挖掘机本身的机构尺寸通常都比较大; 其次，挖掘机进行土木施工的精度与一些工业加工比较起来要低得多，相对较低的 精度仍然能够满足挖掘机在实际工作中的需要。多数研究者在实现以上控制精度时， 铲斗末端速

9、度比较低，最快的也在 150mm/s 之内，而这个重要参数直接影响挖掘机 的工作效率，所以，保证精度的情况下，提高铲斗末端速度是本文需要解决的问题 之一。（2）虽然世界各国的研究水平参差不齐，但是多数处在实验室阶段，或从成本 的角度考虑采用伺服阀进行控制，与工程实际差距较大；对挖掘机工作装置的研究 是在静态下进行的，忽略惯性的影响，所以在实际工程中也是不是用的；多数研究 中都没有考虑到系统的节能问题，很难将研究结果在实际中进行推广。（3）挖掘机工作装置作为一种典型的工程机械复杂机电液系统，由于其自身的 特点，该项研究是比较困难的工作。主要在于：在机构运动过程中，惯性力负载的 多变性；电液比例系

10、统数学模型中的参数多与机构的状态有关，属于时变参数，准 备地得到每个参数的值非常困难；整个系统存在大量不确定量（不确定参数及不确 定的非线性模型），例如在不同温度下液压油的弹性模量和粘性等，均属于不确定参 数；工作过程中，由于与地面接触而禅城的扰动等不能准确建立数学模型的量，均 属于不确定的非线性模型。以上各类不确定量都将对系统控制的稳定性和动态特性 产生极大的影响。1.4本设计的主要内容及目标1.4.1 设计的主要内容（1）分析和拟定设计任务书，确定设计思想和原则，并提出设计结构方案的初 步思想。（2）挖掘机主要参数的确定。（3）挖掘机工作装置各主要机构的结构方案的确定。（4）挖掘机工作装置

11、各主要结构力的分析与计算。（5）挖掘机工作装置各主要机构的强度校核。1.4.2设计的关键问题（1）关于挖掘机总体设计，就是各种整体参数和局部参数的计算，这中间就包 括动臂，斗杆及挖斗的主要参数的计算。（2）液压挖掘机工作装置各主要机构方案的确定，这包括几方面的内容，首先 就是关于动臂和斗杆的选型。其次就是动臂，斗杆和挖斗的油缸的布置如何确定。 第三就是各个铰链点如何确定。（3）作用力的计算，这其中包括油缸作用力，还有斗杆的强度校核。1.4.3设计过程中的已知参数铲斗容量：1 立方米最大挖掘力：130KN整体质量： 23T工作装置液压回路最大压力： 40Mpa停机面最大挖掘半径： 9800mm最

12、大挖掘深度： 6600mm最大卸载高度： 6700mm动力装置功率： 113.5Kw工作装置液压系统主要参数的初步选择： 各工作装置的缸径选择要考虑到液压系统的工作压力和“三化”要求以及初步 估取的液压缸受力，初选动臂油缸内径D =120mm，活塞缸的直径d =85mm。斗杆11油缸的内径D =140mm，活塞的内径d =120mm。铲斗油缸的内径D =120mm,活塞223杆 的 直 径 d =85mm ， 又 由 按 经 验 公 式 选 各 缸 全 伸 长 度 与 全 缩 长 度 之 比 3九二九=九=1.6。参照任务书要求，选择工作装置液压系统的工作压力为 123P 二 40Mpa，闭锁

13、压力 P = 1.1P 二 44Mpa。2工作装置总体方案设计2.1机型选择及特点分析本设计中，我选的是单斗液压挖掘机，其工作装置采用反铲装置。单斗液压挖掘机是一种采用液压传动并以一个铲斗进行挖掘工作的机械，它是 机械传动单斗挖掘机的基础上发展而来的，是目前挖掘机中重要的品种。 2.1.1所用机型的适用范围在建筑工程，交通工程，露天工程，水利设施及现代军事工程中都广泛采用， 是各种土方施工中重要的机械设备。由液压挖掘机在构造和性能上有较多的优越性 因此近年来发展迅速，在中小型单斗挖掘机中，以取代了机械传动单斗挖掘机，成 为工程机械的主要机种。2.2 工作装置构成铰接式反铲是单斗液压挖掘机最常用

14、的结构形式，动臂、斗杆和铲斗等重要部 件彼此铰接，在液压挖掘机的作用下各部件饶铰点摆动，完成挖掘，提升和卸土等 动作，图2.1 为挖掘机最常用的反铲工作装置。a561-油管;2-动臂;2-斗州由卸；卜动臂油釘;“讣；匚讣册；7-tti1；只-连扑;9-摇扑1 讣油缸II H:;图 2.1 挖掘机反铲工装装置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。则可知但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，铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度 的

15、六杆机构，处理具体见图 2.2 所示。图 2.2 工作装置的结构简图EI铲斗 2述杆 3斗杆卜动嶠耳铲斗油缶I 6耕杆油缸图 2.3 工作装置结构简化图 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，即工 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 为某一确定值的时，工作装置也就能够确定。2.3 动臂及斗杆的结构形式的初选2.3.1动臂结构形式的初选动臂分为整体式和组合式，因整体式动臂结构简单，价廉，刚度相同时结构重 量轻，所以大多数挖掘机采用整体式动臂。整体式动臂分为直动臂和弯动臂。 整体式直动臂构造简单轻巧、

16、布置紧凑，主要用于悬挂式挖掘机。所以动臂采用整 体式弯动臂，这种结构目前应用最广泛，其主要特点是制造方面，成本低，质量轻 能有较大的动臂弯角，装载作效率高，挖掘深度较大，配用加长可调斗杆，可以很 好地完成垂直壁面的挖掘作业，而且所挖掘的壁面平直整洁。2.3.2 斗杆结构形式的初选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。本设计中由于 不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式直斗杆。2.4 动臂与动臂油缸的布置动臂油缸一般布置在动臂的前下方，下端与回转平台铰接，支承点设在回转台 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。由自由式活 塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的

17、中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但 不影响以、动臂的下降幅度。并且布置中，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盘作用，以弥补前面的不足，具体结构如图 2.4 所示。图 2.4 动臂与动臂油缸布置图2.5 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 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的铲斗平均挖掘力。 3动臂机构参数的计算及校核3.1 动臂机构参数的确定根据图 2.2，即工作装置的结构简图来计算出动臂，斗杆，连杆及铲斗的基本参 数。3

18、11和A点坐标的选取动臂的弯角 ,如图2.2所示，一般可取为a =120140。弯角太小会对结构强11度不利。一般取a二120o。1由经验公式参考其它同斗容机型，初选特性参数K = 142 = 1.23l41铰点 A 单坐标的选择：由底盘和转台结构，并结合同斗容其它机型的测绘，初选：X = 400mmAY = 1100mmA3.1.2l 、l 、 l 的计算123由统计分析可知，最大挖掘半径R的值与1 +1 +1的值很近，由已经给定的最1123大挖掘半径R和1与K计算与选取就可以得到另外两个尺寸。131特性参数K，对于一定的工作尺寸而言，动臂与斗杆之间的长度可在很大范围内 1选择。K 2时称为

19、长动臂短斗杆方案，当K 1.5时属于短动臂长斗杆方案。K在1 1 11.52之间称为中间比例。要求适用性强而又无配套替换构件的或可调结构的反铲常 取中间比例方案。相反，当用配套替换构件或可调连接来适应不同作业条件时，不 同的配置或铰点连接情况可组成各种比例方案。取K = 1.8其中K = I。1 1 12 由经验公式知：取 = 1.55q其中q是斗容量代入 q=1 m 3可知 1 = 1550mm3最大挖掘半径R = 1 +1 +11123R 一 1 贝 V1 = +3 = 2946.4mm21 + K1所以1 = K1 = 1.8 x 2946.4 = 5303.5mm1 1 23.1.3

20、1 与1 的计算4142参看图3.1中可知，在ACZF中，知道了 a、1与K就可以容易的求得1与1。11341421 的计算公式如下：41l41l1 1 + K 2 2K cos a *331代入数值可得 l =2780mm41l = K l = 3336 mm423 41同样在ACZF中，由余弦定律得：cos ZZFC = cos a3912 + 12 12421412 x 1 x 14241解上式可得 a = ZZFC = arccos0.891 = 27。39同样可以得到 ZZCF = 180o 120o 27o = 33。3.1.4 1 的计算5动臂液压缸全伸与全缩时的力臂K按不同的情

21、况下选取，如前所述，专用反铲4取K 60o。根据要求初选a = 62o。11 11斗 杆 液 压 缸 全 缩 时 ZCFQ = a -a 最 大 ， 如 图 3.2 所 示 ， 常 选328（a -a）= 160o 180。根据本设计要求（a -a）= 160。328328ZBCZ取决于液压缸布置形式，如图3.1所示。动臂液压缸结构中这一夹角较小， 可能为零。动臂液压缸在动臂上的铰点一般置于动臂下翼缘加耳座上，B在Z的下 面，初定ZBCZ二5。，则在ACZF中可以得到：ZBCF 二 a 二 ZZCF- ZBCZ 二 33。-5 二 28。2由图 3.2 得最大卸载高度的表达式为：H = Y +

22、1 sin(0 a (X ) +1 sin(a+ 0 a (X (X 180。) l3max c 1 1max 112232 max1max 11823也可以写成以下式子：H = Y +1 sin a +1 sin(0 a a ) +1 sin(a+ 0 a a a 180) 13max A 51 1max 112232 max 1max 11823(3-1) 由图 3.3 得到最大挖掘深度绝对值的表达式：H 二 Y -1 sin(0-a -a ) -1 -11max c 11 min 11223也可以写成以下的表达式：H 二 1 sin(0-a -a ) +1 +1 -1 sin a Y(3

23、-2)1max 11 min 11223511 A将式( 3-1)和( 3-2)相加，消去 15得：H + H = 1 +1 sin(a 0+ a ) +1 sin(0 a a ) +1 sin(a+ 01max 3 max 2111 1min 21 1max 112232msx1max- a - a - a - 180 。 )8 11 2( 3-3) 同时令 A = a +a11 2B A + a a832 m a x根据以上求得的数据代入得，可知：A - 62。+ 28 - 90B = 90o + 160o = 70o将A与B的值代入到式（3-3）中则可以得到以下式子:H +H l sin

24、(90o )+sin(1max3 max11min1max90o)l sin(110o ) +1 - 0 (3-4)1max(3-5)又知特性参数：K4 -是加1 1minsinSin Imax1min K 九41c s1m i n-：1-严 lm aK 2九241(3-6)将式（3-6）代入（3-4）中则得一元函数 f（） -0。1max式中 H 与 H1max3max是在设计任务书要求的，就是已知的，l、l、A和B都已算出,12由此可解得： - 43.41min- 153.9o1max再由式（3-2）可求得l为:5l +l +l sin(A)Y Hl 231lminAlmax5sina11

25、代入数值得: l - 735.9 mm5而与满足以下方程：1 min1 maxl2 +l2 L2b2 +p2 1- arccos(T5+弃)-arccos()lmin2ll2bp753-7)l2 +l2 L2- arccos(1maxb 2 + p 2 尢251max) - arccos()2l l2bp3-8)一般情况下选择是：c p ,则上式可以得到b和p :b - 1.24p = 0.38对求得的b和p进行验算： + p = 1.62 X = 1.6b - p 二 0.86 M31 j这说明动臂油缸的闭锁力与工作装置重力所产生的力矩略大于最大挖掘阻力所 产生的力矩，满足要求。3.2.2当

26、满斗除最大挖掘半径时，动臂油缸提升力矩校核iNH摇臂HQ连和C-动臂下较点儿动臂油伯下较点陶臂打幼臂汕讥校山P-动臂上较点D斗杆袖缸上较点E-斗杆下较点G-铲斗抽缸下较点Q铲斗下较点 K，铲斗峨点V-铲、|讣齿览图“毘人挖掘T權吋3作装咒结构简图当处于最大挖掘半径时，重力力矩ll +1lM 二 9.8(G + G )+ (G + G + G )(1 + 丿 3)+ (G + G )(1 +1 )Z14 22561203 122代入数值解得：M二3.13 x 105 N mZ120动臂油缸的推力：F 二 PS 二 40x 106 x兀()2 x 10-6 二 4.52x 105N1 1 1 2在

27、ACAB中由余弦定理可知：L =、； 12 +12 21 1 cos 01575 7L = 2511.6mml l sin 0M = e F = 5 7 F = 3.18 x 105 N mT 1 1 L 11M M 满足要求TZ4斗杆机构参数的计算及校核4.1斗杆参数的计算及算则因考虑的因素：第一：保证斗杆液压缸有足够的斗齿挖掘力。一般来说希望液压缸在全行程中 产生的斗齿挖掘力始终大于正常挖掘阻力；液压缸全伸时的作用力矩应足以支撑满 载逗和斗杆静止不动；液压缸作用力臂最大时产生的最大斗齿挖掘力大于要求客服 的最大挖掘阻力。第二：保证斗杆液压缸有必要的闭锁能力。对于以转斗挖掘力为主的中小型反

28、铲，选择都杆机构参数时必须注意转斗挖掘时斗杆液压缸的闭锁能力，要求在主要 挖掘区内转斗液压缸的挖掘力能得到充分的发挥。第三：保证斗杆的摆角范围。斗杆的摆角范围大致在105125 度之间。在满足 工作范围和运输要求的前提下此值应尽可能小些，对以斗杆挖掘为主的中型机更应 注意到这一点。一般斗杆越长，其摆角也可稍小。当斗杆液压缸和转斗液压缸同时 伸出最长时，铲斗前臂与动臂之间的距离应大于 10cm。4.2 斗杆基本参数的确定4.2.1斗杆液压缸的最大作用力臂l和l的计算89根据斗杆挖掘阻力的计算，并参考国内外同型机器斗杆挖掘力值，按要求的最大挖掘力确定斗杆液压缸的最大作用力臂 l ，取整个斗杆为研究

29、对象，可得斗杆油9缸最大作用力臂的表达式为：7 P (l +1 )e max = l = g max 2329P2参考同型号挖掘机得挖掘力值P 二106.9 KNG max代入已知数值得l二781mm9如图4.1所示，斗杆液压缸初始力臂e和最大力臂e 之比是斗杆摆角申 的202max2 max余弦函数，则存在以下式子：l cos- 2max e82 2 =e/=cos- 2max2图4】讣朴机构参数计算简图可见/已定时p 愈大,92 maxe 和 e 就愈小,2 20即平均挖掘力就越小。要得到较大的2 max9平均挖掘力，就要尽量减少p，除取p= 110。2 max2 max由图 4.1 的几

30、何关系有：L 九一L2 min 22 min=2/ sin(2max922/ sin(“2max )L2 min92九-12L= 2132.5 mm2 min而 L = L X = 3412mm2 max 2 min 2同样由图4.1 所示，由余弦定理知l8L + / 2 L / c o sc(2m i n 92m i i9解得 ： l = 2808mm84.2.2斗杆其它相关尺寸的计算斗杆上ZEFQ取决于结构因素和工作范围（如图2.2），一般在130。-170。之间, 初定ZEFQ = 150。，同样的动臂上的ZDFZ也是结构尺寸，并按结构因素，可初选ZDFZ = 10。4.3斗杆的结构设计

31、和强度校核4.3.1斗杆的受力分析斗杆要受到弯矩的作用，故要找出斗杆的最大弯矩进行设计计算。根据分析和 以往的实验表明，在铲斗进行挖掘时，产生最大的弯矩的工况肯能有以下两个： 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）侧齿挖掘时收到横向力W的作用。k第二工况位置，其满足以下条件：1） 动臂位于动臂油缸对铰点A的最大作用力臂e处。1max2）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大挖掘力的位置。4）挖掘阻力对称于铲斗，无侧向力W的作用。k4.3.2第一工

32、况位置的受力分析 在这个工况下斗杆可能存在最大的矩，受到的应力也可能最大。 该工况的具体情况如图 4.2 所示，取工作装置为研究对象，如图4.3 所示，在该工况下存在的力有：G工作装置各部件所受的重力；作用在铲斗上的挖掘力，包括i切向阻力W，法向阻力W，侧向阻力W。123图 4.2 斗杆第一工况时的工作装置见图当液压缸全缩时，则动臂处于摆角最小处：a =a -0+a = 46.62111 min 2如图4.2所示可知，向量CF可以表示为:向量CF 二 5303.5Z 46.6。由前面的计算结果可知，ZZFC二27。, DF二l二2808mm8因为此时力臂最大，所以在ADEF中ZDEF二90。/

33、EFD EF l781 73 8。cos ZEFD = 9 =73.8DF l28088ZEFC = ZEFD + ZZFD + ZZFC =110.8由以上的角度关系可表达出向量FV，设向量VF与X轴的夹角为0，则根据图2.2：0 =180 (360 ZCFE ZEFQ a ) = 127.421向量 FV = (l +1 )Z 127.4 = 4496.5Z 127.423连杆机构总传动比i，铲斗油缸对N点作用力臂为r，连杆HK对N点的作用力1为r，连杆对Q点的作用力臂为r，铲斗对点的作用力臂为r ；连杆机构尺寸根据 234现实挖掘机得来：r l 1550mm43r = l = l K =

34、 1550 x 0.335 = 580mm3 2432r l sin ZNHK 544sin17.73 162.35mm213r l sina544sin160 182mm11332rr.i =rr24182 x 580162.35 x 15500.336则可以得此时铲斗的理论挖掘阻力：F F i 130 x 0.336 4.368x104 N OD D切向阻力w的求解：1l cos127.4铲斗的重心到Q点的水平距离为r: r = 13COS12/.4 = 470.71mm2 2 2取铲斗为研究对象，如图4.3所示，并对Q点取矩，则有工M =0Q(F - W )1 - G r = 0OD 1

35、 33 2代入数值可得：W二0.4 x 105 N1法向阻力W的求解：2工作装置所受重力对 C 点的力矩有Y M (G ) = 9.8xG x Lcos46.6 + 0.7x 1 cos46.6xG + (G + G )x (1 cos46.6。C i1214251一 12cos52.6) + G x(1 cos46.6-1 cos52.6) + G x(1 cos46.4-1 cos52.62612312一11 cos 52.6)23代入已知数值解得：工M (G ) = 0.7 1 28x 105NCiW 到 C 点的距离为 r ：10r = 1 +1 1 cos ZCFV = 5344.5

36、3mm 0231W 到 C 点的距离为 r ：21r = 1 sin ZCFV = 5303.5 sin 99.2 = 5235.2811法向阻力W决定于动臂油缸闭锁力F :21前面以求得F = 2.48 x 105 N1取整个工作装置为研究对象，则有YM = 0C即 Fe + 工M (G ) + Wr Wr = 01 1C i 1021带入求得的数值得： W =0.85x105N2斗杆油缸作用力P的求解：2g向量 FQ 在 X 轴上的模量：X = FQ cos(127.4)| = 1789.6mmFQ如图4.2 所示，取斗杆为研究对象，则有：Y M = 0F1即 P X EF - W (1

37、+1 ) - G (X - r) - G x FQ = 02 g1 3 23 FQ 22 2代入已知数值解得： P = 2.619X105 N2g而此时斗杆的闭锁力为：P = 44 X106 X兀(巴)2 -(竺)2 X10-6 = 3.3 X105 N2 g22P P说明闭锁力中足够，满足要求。22 g横向挖掘力W的求解：横向挖掘力W由回转机构制动器所承受，即W的最大值决定于回转平台的制Kk动力矩，故先要计算出制动力矩。4地面附着力矩M = 5000x申xG3 （其中9 = 0.5）M = 1.635 x 105 N m9在所设计的液压挖掘机中采用的液压制动，由经验公式求得回转机构的最大制

38、动力矩M :BM = 0.6 x M = 0.981 x 105 N mB9MBXv0.981X 1051.432= 0.73x105 N mQ点作用力与作用力矩R ,R ,M ,M的求解:QX QY QX QY取连杆机构为研究对象，如图 4.3 所示则有:=0即 P cos ZGHX R cos ZNHX R cos ZHKX32 N2 K2工Y = 02即 P sin ZGHX - R sin ZNHX - R sin ZHKX 二 032 N2 K285其中 p 二 40x 106 x 3.14x ()2 x 10-6 二 2.27 x 105N32ZGHX = 4.5。ZNHX = 5

39、7.5。ZHKX = 11.5。2 2 2将这些数值代入到上式中就可以得到：R =-0.373x 105NNR = 2.46x105 NK如图4.2所示，取整个铲斗为研究对象，以V点为新坐标的原点，VQ为X轴，过3V点与VQ垂直的直线为Y，建立XOY坐标，则有：33 3 3工X = 03即W R R cosll.5 = 0Z QX K0.85x105 -R -2.46x105 cos11.5。 = 0QXR =1.56x 105NQX工Y = 03即R + W R sinll.5 = 0QY 1 K. R = -0.904x105NQY工M = 0Y31即M Wl Wb = 0QY 3 322

40、代入得 M = 1.4 x 105 N mQY工M = 0X3即 M = 0.28 x 105 N mQXN点的作用力与力矩R ,R和M的求解：NX NYN取曲柄和连杆为研究对象，如图 4.4所示，则有：工X = 02即 R -R cosll.5 + P 二 0NX K3代入得：R 二 0.14 x 105 NNX如图可知：R 二 R tanZFNH 二 0.22x 105NNYNX同样根据图可知：M 二(R P )HK二0.1 x 105N mN K 3F 点作用力与作用力矩的求解：以斗杆为研究对象，进行受力分析计算，以F为原点，FN为X轴，以垂直FN的 FY 为 Y 轴进行分析：工X =

41、04即R + P cos ZEFx + R = 0Fx 2NX工Y = 04即R + P sin ZEFX + R 二 0Fy 2Ny140另外 p 二 40x 3.14x 106 x ()2 x 10-6 二 6.15 x 105 N22:.R = 3.4 x 105 NFXR = 5.4 x 105 NFy同样由图可知：M 二 P cos57.5。 R l 二 2.17x 105N mX 2NX 2M = P sin57.5。 R / = 3.4x 105N my 2Ny 2M -M 2 + M 2 二 4.03 x 105 N mXy4.3.3第二工况位置的受力分析在这个工况位置下斗杆可

42、能存在最大弯矩，受到的应力也可能最大，据图如图4.5 所示。取工作装置为研究对象，如图 4.7 所示，在这个工况下，在该工况下存在 的力有：工作装置各部件所受的重力G ；作用在铲斗的挖掘阻力，包括切向阻力W；i1法向阻力W。2W =0.83x105N2R = 2.31x105NR = 0.86x105NNyM = 1.4 x 105 N mQyR= 0.22x105NNy向量CF 二 5303.5Z 19向量 FV 二 4496.4Z99.8。同理可得斗杆和铲斗的力分别解得W 二 0.4128 x 105 N1R = 0.34 x 105 NNR =1.35 x 105 NQXM= 0.28

43、x 105 N mQXR =0.12x105NNXM =3.96x105NF各种参数意义如工况一相同。4.3.4 斗杆内力分析 根据第一工况第二工况的所求出的斗杆所受的力和力矩，可以看出第二工况下所受到的弯矩和内力均要比第一工况下，故用第一工况进行计算，而用第二工况校核。 然后为此为基础，参照工程机械构造图册求得其它尺寸。4.3.5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，取斗杆宽度a = 340mm2挖掘机所用的钢板在我国一般为815mm，初选地板厚度m = 14mm，侧板厚度n 二 14 mm在挖掘机选用的结构一般选Q345，其有足够的屈服极限和良好的机械性能，其

44、屈服极限5 = 345Mpa，在斗杆中安全系数n二2.8，则斗杆的许用应力：sIs =s = 345 = 1232Mpa2 n 2.825 铲斗机构的选型及参数的确定5.1 铲斗的选型 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，其满足要求：1）有利于物料的自动流动，铲斗内臂不宜设置横向下凸缘、棱角。斗底的纵向 剖面形状适合于各种物料的运动规律。2）要使物料易于卸尽。3）为了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。 综上所述，选用中型挖掘机常用的铲斗结构。5.2铲斗结构基本参数的计算5.2.1 铲斗形状尺寸图

45、5.1 反铲铲斗计算尺寸图中三角形OGE为等腰三角形，OA段直线，AB弧为抛物线，A点到直线EB 的距离为H,抛物线定点高度为L, 一般取H=L,根据一般的取值范围，斗尖尖角0二20。25。，斗侧臂角 九二30。50，包角申二108。参数/mm斗容量/mm 30.250.40.651.01.6b800900110014001800RD9101080125013701530m80120180230290R 830960107011401240X1314341341300192X25706958409961300X39301107128014101610L64075085594010805.2.2

46、 转角范围的确定由最大挖掘高度H和最大卸载高度H的分析，可以得到初始转角申2 max3 maxDOH - H 二 l （sin 申 +1）2 max3 max 3 DO代入数值得：P = 55DO最大转角申=ZVQV，起不宜太大，否则降低挖掘力，初选p= 1653 max 03 max5.2.3铲斗机构其他基本参数的计算图 5.2 铲斗机构计算简图其中由设计经验可知：K = l24 = 0.3 352 /3则有：/ 二 / K 二 580mm243 2L 和 L 的确定3max3 min铲斗的最大挖掘力阻力 F应等于斗杆的最大挖掘力，即3 j maxF 二 130KN3 j max130粗略的

47、计算斗杆挖掘平均阻力F 二一二65KN3 j max2挖掘阻力F 所做的功W :3 j max3 j5-1)5-2)5-3)3.14W = F l 申=6.5 x 105 x 1.55 x 165 x= 2.9 x 105 N m3 j3 max 3 3 max180由图5.4可知，铲斗油缸推力所做的功W :3W 二 PL 二 44 x 106 x 兀 x 42.52 x 10-6 x L33 3 min3min由于功守恒：W二W33 j将（5-1）（5-2）代入（5-3）得 L二 1162.5mm3min则 L 二九 L二 1859.5mm3 max3 min剩余未选定的基本参数大部分是连杆

48、机构尺寸：NQ = 450mm, HN = 630mm, HK = 580mm6销轴与衬套的设计6.1销轴的设计由于销轴与称套的配合间隙较小，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。由于T 二-F t兀r 2贝U r = ：一（6-1）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42CrMo，其耐磨，在热处理后有着良好的综合机械性能。销轴设计成一端带轴肩，另一端设计成带有内螺纹盲孔，与六角法兰式螺栓连接，由于销轴在重载的较恶劣工况中工作，故选择t 二160Mpa。代入（6-1）中得：动臂各销轴的尺寸：d二10

49、0mm,d二80mm,d二80mm123斗杆各销轴的尺寸：d 二80mm,d 二90mm,d 二90mm,d 二90mm12336.2衬套的设计为使辰套耐磨，减震与润滑性能好，与销轴和圆筒分别采用间隙和过盈配合。贝各称套的尺寸：动臂各衬套的尺寸：d二110mm,d二90mm,d二90mm123斗杆各衬套的尺寸：d = 90mm, d = 100mm, d = 100mm, d = 100mm12347 总结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、铲斗并对其进行了全面详细的运动学 分析，得到了各关键点的坐标。并在运动学分析的基

50、础上，对反铲装置各机构参数 进行了分析计算。同时，本论文还对挖掘阻力和挖掘力进行了分析计算，在此基础 上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）、分析了转斗挖掘阻力及铲斗挖掘

51、阻力的影响因素，分析了挖掘力的三个 层面，并在此基础上进一步讨论了整机复合挖掘力的分析计算过程。（4）、分析了挖掘机反铲装置的连杆机构和斗杆的各个关键点的受力，从而为 下一步实体设计和强度校核提供了可靠的参考数据，具有一定的实际意义。由于挖掘机反铲装置的合理设计问题至今尚未理想的解决。以往多按经验值， 采取统计和作图试凑的方法，所以本次设计中也不例外，在计算中和校核中有很多 地方采用了经验公式或者同斗容类比的方法，这样就造成了很多的计算不精确。通过本次毕业设计，我感受到自己应用基础基础知识及专业知识解决问题的能 力，有了很大的提高，并且这次毕业设计的选题，是一个非常典型的工程机械，因 此，是在

52、我即将工作之前，一次很重要的演练、我想，通过这次毕业设计，到了工 作单位后，我将能够更快的适应工作岗位和工作要求。参考文献1 李宏,张钦良.现代挖掘机构造原理及拆装维修.化学工业出版社.2 张钦良,李波.挖掘机液压原理及拆装原理维修.化学工业出版社.3 王晓伟,张青.液压挖掘机构造与维修手册. 化学工业出版社.4 孔德文,赵克利,徐生宁.液压挖掘机. 化学工业出版社.5 张铁.液压挖掘机结构原理及使用.石油大学出版社.6 黄东胜,邱斌.现代挖掘机机械.人民交通出版社.7 杨国平,龙国键.现代工程机械技术.中国工业出版社8 曹善华.单斗挖掘机.机械工业出版社.9 段鹏飞,毛君.工程机械.华侨出版社.10 曾超，罗艳蕾.液压挖掘机工作空间极限分析N.贵州大学学报.2011,10.11 林明智，邢树鑫.液压挖掘机动臂有限元分析J.工程机械.2010 ,12.12 Kyoungkwan AHN. Development of Force Reflecting Joystick for Hydraulic Excavator致谢文的研究工作是在我的导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