毕业设计（论文）单斗正铲液压挖掘机工作装置设计

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1、单斗正铲液压挖掘机工作装置设计 南昌航空大学毕业设计正铲液压挖掘机工作装置设计摘要液压挖掘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。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量及高效率等特点，因此受到了广大施工作业单位的青睐，其生产制造业也日益蓬勃发展。液压挖掘机主要有发动机、液压系统、工作装置、回转装置、行走装置和电器控制等部分组成。本文主要研究其工作装置。挖掘机的主要工作就是土壤的挖掘。工作装置是直接完成挖掘任务的装置，许多挖掘机发达的国家广泛采用新技术、新方法来不断地提高液压挖掘机的作业性能和生产率。正铲装置的各组成部分有各种不同的外形，要根据设计要求选用适合的结构并对

2、其作运动分析。然后，在满足机构运动要求的基础上对各机构参数进行理论计算，确定各机构尺寸参数，确定挖掘机正铲装置的基本轮廓。挖掘阻力和挖掘力是衡量挖掘机性能参数的重要性能指标，对其分析计算至关重要。挖掘阻力主要与挖掘对象及自身尺寸参数有关，而挖掘力则受众多条件限制，危险工况的分析是关键点。在挖掘力分析基础上，可对各杆件铰接点进行力的分析计算，并进行机构设计的合理性分析。关键词：正铲挖掘机，工作装置，平面连杆机构，运动分析 第二章 液压正铲挖掘机工作装置的总体设计2.1 液压正铲挖掘机的基本组成和工作原理 所示。 图 液压正铲挖掘机的基本组成图 液压正铲挖掘机工作装置挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂

3、下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作4。 在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，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 工作装置结构方案的确定正铲工作装

4、置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。 斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力

5、。 正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。有时铲斗缸的活塞杆直接和铲斗铰接形成四连杆机构。挖掘机正铲的铲斗根据结构和卸土方式可分为前卸式和底卸式两大类。 前卸式铲斗卸土时直接靠铲斗油缸使斗翻转，土镶从斗的前方卸出。这种构造简单，斗体是整体结构，刚度和强度都比较好，并且不需要另设卸土油缸，但是为了能将土卸尽，要求卸土时前壁与水平夹角大于45度,因而要求铲斗的转角加大，结果导致所需的铲斗油缸功率增加，或者造成转斗挖掘力下降或卸土时间延长。此外，前卸式铲斗还影响有效卸载高度。 底卸式铲斗靠打开斗底卸土。所示的铲斗是靠专门的油缸起闭斗底。挖

6、掘时斗底关闭，卸土时斗底打开，土城从底部卸出。这类结构的卸土性能较好，要求铲斗的转角也小，但必须增设卸土油缸，此外，斗底打开后也影响到有效卸载高度。这类开斗方式现在已少用，目前挖掘机上采用较多的是另一种底卸式铲斗，铲斗由两半组成，靠上部 的铰连接。卸土油缸装在斗的后壁中。油缸收缩时通过杠杆系统使斗前壁(顺板)向上翘起，将土壤从底部卸出。用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车休并且还可以有控制地打开额板，使土或石块比较缓慢地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了车辆的使用寿命。另外这种斗还能用于挑选石块，很受欢迎，但铲斗的重量加大较多，因而在工作装置尺寸、整机稳定性相同的

7、情况下斗容量有所减少，并且由于斗由两部分组成，受力情况较差。采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，因而有些挖掘机已取消了铲斗油缸的连杆装置，铲斗油缸直接与斗体相连接，简化了结构，并在一定程度上加大了转斗挖掘力5。 当挖掘机挖掘比较松软的对象、或用于装载散粒物料时，正铲斗可以换成装载斗，在整机重量基本不变的情况下，这种斗的容量可以大大增加，因而提高了生产率。装载斗一般都是前卸式，不装斗齿，以减小挖掘松散物料时的挖掘阻力。本设计中我采用图2.3这一结构。图 液压正铲挖掘机结构图 2.4 液压正铲挖掘机机构简图图2.4所示是5 m3正铲挖掘机工作装置的示意图，采用直动臂、直斗杆形式，铲斗为前卸式。

8、动臂和动臂油缸在转台上的铰点分别为C和A，它们的位置以停机面为X轴，整机回转中心线为Y轴(图b)的直角坐标值来表示。这台挖掘机的主要工作油缸共5只，其中动臂油缸两只，置于动臂的两侧；斗杆油缸一只,置于斗杆的中部；铲斗油缸两只，铰于斗杆中部。主要工作油缸的主要参数列于表21中。 5m3正铲液压挖掘机主要油缸的主要参数油缸名称工作压力/MPa全缩时长度/mm全伸时长度/mm行程/mm动臂油缸28158026601080斗杆油缸28160026601060铲斗油缸2814002320920第三章 液压正铲挖掘机工作装置机构运动学分析动臂运动分析动臂CF的位置由动臂油缸AB的长度决定。和动臂水平倾角之

9、间的关系可用下式表示 （2-1） （2-2）从上式看出，a11-a2对的影响很大，当动臂和油缸的参数不变时，a11-a2愈大动臂提升高度愈小。设动臂油缸全缩时动臂倾角为；动臂油缸全伸时动臂倾角为，那么在动臂油缸由全缩到全伸，动臂总的转角为： （2-3）为了便于运算和比较，仍用无因次比例系数表示，即； （2-4）代入式(22)可以得到动臂油缸全缩和全伸时相应的动臂倾角值 （2-5） （2-6）而动臂总转角为 （2-7）动臂油缸伸缩时对C点的力臂也在不断变化，由图可知 （2-8）显然，当ABAC时有最大值，此时，而相应的油缸长度为：=此时的动臂倾角为若用动臂油缸相对力臂（即来表示油缸长为时的力臂，

10、则 （2-9）综上所述，动臂倾角、力臂和都是的参数。斗杆运动分析斗杆FQ的位置由动臂CF和斗杆油缸DE的长度所决定。但是动臂的位置随动臂油缸的伸缩而变化，为了便于分析斗杆油缸对头杆位置的影响，假定动臂不动，那么斗杆铰点F以及斗杆油缸在动臂上的铰点D就可以看作为固定基座。与斗杆、动臂夹角之间的关系为 （2-10） （2-11）设斗杆油缸全缩时动臂与头杆的夹角为，全伸时为，那么当油缸由全缩到全伸时斗杆总的转角为 （2-12）斗杆油缸的作用力臂也是可变值。 （2-13）当EFDE时有最大值，即，这时相应的油缸长度为相应的斗杆转角为 （2-14）用斗杆油缸相对力臂值（即）来表示时的力臂，则 （2-15

11、）斗齿尖的几种特殊工作位置的计算 上图为正铲挖掘机作业范围图，以下为几种特殊工作位置的分析与计算。（1）最大挖掘半径(图2.5)这时C、Q、V在同一条水平线上，而且斗杆油缸全伸，即；最大挖掘半径为 （2-16）最大挖掘半径处的挖掘高度相应为 图 2.5 最大挖掘半径（2）最大挖掘高度(图2.6) 图 2.6 最大挖掘高度最大挖掘高度为： （2-17）最大挖掘高度时的挖掘半径 （2-18）如果最大转斗角度不能保证QV垂直向上，即，则应根据实际的值求相应的挖掘高度，如图左上角所示，此时 （2-19）（3）最大挖掘深度(图2.7) 这时动臂油缸全缩，头杆FQ及QV垂直向下，即，。 最大挖掘深度为 （

12、2-20）最大挖掘深度时的挖掘半径为 （2-21）假若，则FQ不可能呈垂直状态，此时必须根据具体情况计算实际的最大挖掘深度6。图 最大挖掘深度（4）停机平面上的最大挖掘半径(图2.8)这是指斗齿靠在地面上、斗杆全部伸出而斗底平面与停机平面平行的工况。此时QV线与地面交成角(角是一个重要的铲斗参数，设计中应认真确定)，根据这种定义可知图 2.8 停机平面上的最大挖掘半径；，其中 （2-22） （2-23）这时停机平面上的最大挖掘半径为 （2-24） 如果，则必须根据具体情况重新进行计算。第四章 工作装置各部分基本尺寸计算确定现从动臂与转台铰点A出发，借助各相关转角q 1、q 2和q 3，建立各关

13、键点B、C、DV的位置模型，得到各关键点的坐标，从而为下一步的分析提供依据。 以地面为横坐标，以回转中心线为纵坐标，建立直角坐标系XOY如图2.4所示。 4.1 动臂与平台铰点位置C的确定对由反铲挖掘机改装的正铲来说，动臂铰座往往就沿用反铲动臂的铰座。一般，铰座都在转台中心的前方(0)，近来大型正铲的铰座却有向后移(靠近回转中心线)的趋势。设计时，可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。履带轴距L （2-25）式中：为斗容量，4.2 动臂及斗杆长度的确定同上转斗半径也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L为基本长度。4.3

14、机构转角范围确定在动臂长度、斗杆长度、转斗半径及动臂油缸与平台铰点C初步确定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围6。(1) 斗杆转角和的确定可根据最大挖掘半径确定。最大转角应当不小于 (2-26)根据停机平面上最小挖掘半径确定。所谓停机平面上的最小挖掘半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体(斗杆油缸全缩)、斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘半径。图 停机平面上的最小挖掘半径如图2.9所示，这时斗杆和动臂间的夹角为最小()，铲斗与地面相交成角(见图2.7)，而斗齿尖V到回转中心的距离为

15、。从几何推导可知 (2-27)式中、Q点的横坐标和纵坐标，且=； (2-28) (2-29) (2-30) 带入式（2-29）整理后得 (2-31) 有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角开始挖掘，因而最小挖掘半径可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。在这种情况下QV与水平的夹角将增至。根据有的资料介绍，为使铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角可取为。应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原则，因此（） (2-32)式中 R驱动轮半径(毫米)；履带行走装置水平投影的对角线与纵轴问的夹角； 考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取200400毫米。(

16、2) 动臂倾角和的确定动臂最大倾角根据最大挖掘高度确定。由图并根据式(217)和(218)经过运算得出 (2-33)因此先确定后，再根据可得。动臂最小倾角。根据最大挖掘深度确定。由图和式(220)得到 (2-34)（3）铲斗转角和的确定 转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的、等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，保证工作正常进行，满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。A.必须满足工作尺寸的要求为满足挖掘高度要求(图2.5) (2-35)为满足最大挖掘半径要求() (2-36)为满足停机平面上最小挖掘半径要求(图2.8) (2-37) (2-38) (2-39) (

17、2-40)为满足最大挖掘深度要求(图2.6)B必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角也不断发生改变，为了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即0，为此必须使（图2.10）又 将式代入，整理后得到 (2-41)图 2.10 铲斗运动方向与切削后角C必须满足卸载要求由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也不同。为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成以上的角(见图2.11a)，因此从图2.5及式(235)得 (2-42)图 不同卸载方式对的影响底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平位置(图2.11b)

18、，因此要求 (2-43)对比(242)和(243)可见，从卸土要求来看，底卸式铲斗的转角可比前卸式少左右。D必须满足挖掘结束时铲斗后倾的要求为了使铲斗在挖掘结束时脱离工作面并在提升过程中使斗内物科不致撒落，铲斗必须后倾。根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜角， 显然这时QV连线也必然向上翘起+ (2-44)根据以上所得的公式(235)(244)就可以初步确定动臂、斗杆、铲斗的转角范围。但是求出这些参数后还必须校接所规定的其它工作参数，如最大卸载高度、最大卸载高度时的卸载半径、最大挖掘高度时的挖掘半径等，如不能满足则应加以修正。图 铲斗后倾示意图但是由于设计说明中已经给出所需要的铲斗转角范

19、围为145265动臂油缸的铰点及行程确定确定动臂油缸及其铰点位置时首先应满足动臂变幅时力短和转角的要求。图中设动臂油缸全缩和全伸时的位置为和，则；。再假定铰点B不在动臂中心线CF上，且(当B在CF线下方时为“十”，反之为“一”)。那么由几何推导可以求出工作时动臂油缸的起始力臂和终了力臂的值： (2-45) (2-46)式中各参数可见表210、211及公式(257)。如果CF线处于水平线以下则用负值代入。图 动臂提升机构计算示意图设起始力臂和终了力臂的比值为K，则 (2-47)或 （2-48）展开并整理后得到 (2-49)对式(248)、(249)可作如下分析：(1)公式表示了、K、诸值之间存在

20、着一定的依赖关系。当其它数值不变，降低值则K值下降，因而对上部挖掘有利；当、K不变，降低值会使加大而减小，对挖高有利。这些都说明正铲的值应当比反铲的小。但是如果工作尺寸已定，过多降低值会对下部挖掘不利，甚至在下部挖掘时不能提起满载斗；此外为了保证、和K，降低值就必须加大值，加大了油缸行程，对油缸的稳定性也有影响。所以当确定值时必须全面考虑，笼统地给定正铲或反铲的值是不恰当的。(2)当、K等值固定，与之间也存在一定的关系，即为常数。在反铲上由于需要提高地面以下的挖掘性能，值往往都是负值。因此加大可以减小动臂的弯曲程度，对动臂的结构强度有利。而正铲动臂一般不采用反铲那样大曲率的弯臂，角主要按油缸在

21、动臂上的铰接方式而定，有时油缸铰在动留下缘的耳板上(动臂截面不致削弱)；有时靠两个钟形座铰于动臂两侧(在双缸方案中常采用)等等，因而角有正有负，但角度一般部不大，因此对的影响也不很大。综合上述两点，建议在初步设计中先确定动臂结构，初选值，然后根据工作尺寸的需要，在确定、基础上按公式(249)求合理的值。一般情况下正铲的值不大干。(3)值主要应从油缸的稳定性出发选用，建议取1.61.7。(4)由于正铲主要挖掘地面以上土，终了力臂不能忽视，故K值可建议在0.901.14的范围内选取。设计动臂机构时合理地确定A、B、C三点的位置非常重要。从和中(图2.13)还能得到如下关系式 (2-50) (2-5

22、1)用公式(24)代入得 (2-52) (2-53)令，代人上式，解联立方程后得到 (2-54) (2-55)以上我们根据动臂转角需要和K值确定了、等比例系数和值，因此只要进一步求出、中任一值就可以求得其它各参数。对于正铲来说动臂油缸的主要作用是将满载斗由任何可能挖掘的位置举升到卸载点。而在最大挖掘半径下举升满载斗时的提升力矩往往接近最大值，此时油缸的作用力臂也接近于最大值，且。另一方面油缸的缸径一般部按照系列选用，并且还要考虑与其它油缸通用等问题，因此缸径没有很多选择的余地。鉴于以上情况可以在预先确定油缸数目和缸径的前提下初步选择铰点距离AC()。 (2-56)式中 M提升力矩，图214，即

23、各部分重量对C点的力矩和，其中包括动臂重量、斗杆重量、斗和土壤的重量、连杆装置重量以及油缸重量、等。初步设计时这些重量和重心位置可根据类比法确定；s油缸推力， s，其中、分别为动臂油缸数目和缸径；p是系统的工作压力；油缸和铰点的机械效率，在初步设计时可取=0.85。 将式(2110)和(2111)的结果代人式(257)，就能求得其余参数值。动臂机构还必须按以下两种情况进行校核； 1)动筒在上部或下部极限位置时的举升能力；2)主要挖掘范围内挖掘时动臂油缸能提供的闭锁能力(借助电算结合整机挖掘力分析进行)。 斗杆油缸铰点及行程确定选择斗杆油缸在动臂和斗杆上的铰点D和E并确定斗杆油缸的长度和。如图2

24、15所示，假设斗杆油缸全缩和全伸时的长度为和，则。=，对F点的相应力臂为和。也取比例系数图 2.14 确定提升机构的示意图图 2.15 斗杆机构计算示意图；则初始与终了力臂比K为K= (2-57)或 最后得到 (2-58)式中和相应为DF、FC的夹角和EF、FQ的夹角。若CF或FQ落在的外侧，则夹角为正，反之为负。因此在初步设计中如果根据动臂和斗杆的结构形式及铰点的固定方式预先确定一个角，则可按公式求出第二个角，或者根据所求的值结合具体结构情况分别确定各值。计算斗杆机构时建议K值取0.91，以使开始挖掘和挖掘终了时作用力臂大致相同。值仍建议取1.61.7。 同样，由和可列出联立方程 (2-59

25、) (2-60)令，并将代人上式，解联立方程后得到 (2-61) (2-62)下面介绍一种根据挖掘作功的理论确定斗杆油缸参数的方法。设斗杆油缸挖掘时需要克服的切向挖掘阻力为，那么 (2-64)式中 b切削宽度(厘米)； h平均切削深度(厘米)； 挖掘比阻力，取设计任务所规定的最硬土壤的挖掘比阻力值(公斤厘米)。假设铲斗在行程L(厘米)中装满，那么在装斗过程中消耗到挖掘土壤上的功为（ (2-65)式中 q斗容量()； 、铲斗的充满系数和土壤的松散系数。显然这个功由斗杆油缸来完成，而在此期间斗杆油缸所作的功为 (2-66)式中 S斗杆油缸推力，其中，是斗杆油缸数量和缸径，是系统工作压力； 油缸和铰

26、点的机械效率，在初步设计时建议取=0.85； 油缸挖掘行程。在正铲上一般认为铲斗应在斗杆油缸60的行程内装满，则=其中是斗杆油缸全行程。因此从作功出发可列出平衡方程式= (2-67) = (2-68)确定斗杆油缸行程之后，不难求出其全缩和全伸时的长度，即 (2-69) (2-70)将式(269)、(270)和（2-62）所得的结果代入就可求出等值。所选购油缸及斗杆机构的其它参数应按油缸极限位置时能产生伪挖掘力进行验算，此时斗杆油缸的挖掘力应不低于斗杆挖掘时遇到的正常挖掘阻力。而这些数值作为已知条件，课题已给出。铲斗油缸铰点及行程确定转斗机构应保证铲斗有一定的挖掘能力，并具有必要的闭锁能力。但正

27、铲上转斗挖掘不是主要的挖掘方式，因此在参数选择时提出以下几点作为参考：(1)在主要挖掘土壤中工作时，转斗机构应当保证铲斗在70一100的转斗行程内挖满土；(2)在最硬的土壤中工作时，转斗机构应保证在主要挖掘范围内用斗杆油缸挖掘时铲斗油缸具有必要的闭锁能力；(3)参考前端装载机设计要求，建议在铲斗油缸全伸时斗齿上的挖掘力不低于满斗土重的两倍。 根据以上几点，在初步设计时也可以用挖掘作功的理论来选择铲斗油缸参数。与斗杆机构计算相类似，可直接列出铲斗油缸的行程 (2-71)式中 铲斗油缸挖掘行程与全行程的比率，取1，其中大值适用于低卸式铲斗，小值适用于前卸式铲斗； 挖掘比阻力，建议采用主要挖掘土壤的

28、值； 铲斗油缸数量及缸径； 油缸和铰点的效率。在具有连杆装置的情况下取=0.80.85。仍取油仅全伸和全缩时长度之比为1.7），则铲斗油缸长度为 (2-72) (2-73)油缸的铰点位置、连杆装置的结构形式及其铰点布置在初步设计时可参考样机或采用类比法预先确定，再根据所需要的转角及其与FQ连线的相对位置进行校核。第五章 工作装置主要部件的结构设计主要结构件的计算主要是指对斗杆和动臂在不利工况下进行载荷分析，以计算其材料与结构的强度。反铲挖掘机斗杆的强度主要由弯矩控制。取以下两个工况位置进行强度校核。一、工况一1、动臂位于最低；2、斗杆油缸作用力臂最大；3、斗齿尖位于铲斗与斗杆铰点和斗杆与动臂铰

29、点连线的延长线上；4、侧齿遇障碍有横向作用力。切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力：式中，铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）；摇杆的长度（米）。法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： (吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰

30、点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。铲斗边齿遇障碍时，横向挖掘阻力取决于回转平台的制动力矩： (吨)式中，横向挖掘阻力与回转中心间的距离。按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。此外，斗杆与铲斗铰点处还作用有和产生的横向力矩：式中，b铲斗宽（米）。切向挖掘阻力作用于斗边齿，造成对斗杆的扭矩： (吨*米)按以上作用力分析，作斗杆内力图，包括轴力N，斗杆平面内的剪力和弯矩，斗杆平面外的剪力和弯矩，以及扭矩如图5-1。取弯矩最大处进行校核，断面如图5-3所示： 图5-3断面面积为： 断面转动惯量： 断面处压应力为： 斗杆平面内剪应力为： 图5-2斗杆平面内弯曲正应力：斗杆平面外剪应

31、力为： 斗杆平面外弯曲正应力： 按闭口薄壁杆件公式计算扭转剪应力：=14.7 式中，截面中线所围面积 最小壁厚此时，有附加载荷，斗杆安全系数取为2，材料16Mn的屈服极限=350，则，许用应力最大压应力X方向最大剪应力Y方向最大剪应力故，强度满足。二、工况二1、动臂位于动臂油缸最大作用力臂处；2、斗杆油缸作用力臂最大；3、铲斗斗齿尖，动臂与斗杆铰点，斗杆与铲斗铰点三点位于同一直线；4、正常挖掘，挖掘阻力对称于铲斗，无横向力。斗杆受力分析同工况一。切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得： (吨)式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点

32、的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）取铲斗为隔离体，按力矩平衡求得铲斗油缸工作力： (吨)式中，铲斗重力到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到铲斗与斗杆铰点的距离（米）；连杆到摇杆与斗杆铰点的距离（米）；摇杆的长度（米）。法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得：2.571(吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。按图解法和力平衡方程求得斗杆所受作用力。按以上作用力分析，作斗杆内力图， 图5-5包括轴力N，斗杆平面内的剪力，弯矩如

33、图5-5。取弯矩最大处进行校核，断面如图5-6所示：受力分析同上。断面处压应力为： 斗杆平面内剪应力为： 斗杆平面内弯曲正应力：此时，为主载荷，斗杆安全系数取为2.5，材料16Mn的屈服极限=350，则，许用应力 图5-6最大压应力最大剪应力故，强度满足。5.2 动臂反铲装置动臂的强度校核按挖掘中动臂可能出现的最大载荷来选定计算位置。一、工况一1、 工作装置处于最大挖掘深度处；2、 正常挖掘，无横向作用力。切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得： 式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（

34、米）法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： (吨)式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。取铲斗和斗杆为隔离体，求得斗杆与动臂铰点处的作用力。再取动臂为隔离体，求得动臂下铰点的作用力。按以上作用力分析，作动臂内力图，包括轴力N，动臂平面内的剪力和弯矩如图5-8。取动臂弯曲处进行强度校核，断面如图5-9：断面面积为： 断面转动惯量： 取动臂安全系数为2，材料16Mn的屈服极限=350，则许用应力为：断面处压应力为： 剪应力为： 图5-8弯曲正应

35、力：此处按曲梁进行验算，则=135.1且, ,故，强度满足。二、工况二 图5-91、工作装置位于最大挖掘半径处；2、正常挖掘，无横向阻力。切向最大挖掘力取决斗杆油缸的闭锁力，取斗杆为隔离体，按力矩平衡求得：式中，斗杆和铲斗的重量（吨）；斗杆和铲斗长（米）；斗杆重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）；铲斗重力到动臂与斗杆铰点的力臂（米）法向阻力取决于动臂油缸的闭锁力，取整个工作装置为隔离体，由力矩平衡求得： 式中，切向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；法向挖掘阻力到动臂下铰点的力臂（米）；动臂油缸作用力到动臂下铰点的力臂（米）；工作装置各个部分对动臂下铰点的力矩和。取铲斗和斗杆为隔离体，求得斗杆与动臂

36、铰点处的作用力。再取动臂为隔离体，求得动臂下铰点的作用力。按以上作用力分析，作动臂内力图，包括轴力N，动臂平面内的剪力和弯矩如图5-11。取动臂弯曲处进行强度校核，断面如图5-12：图5-12断面面积为： 图5-11断面转动惯量： 取动臂安全系数为2，材料16Mn的屈服极限=350则，许用应力为：断面处压应力为： 剪应力为： 弯曲正应力：此处按曲梁进行验算，则=138.3且, ,故，强度满足。5.3连杆、摇杆和销轴一、连杆铲斗油缸全缩时进行挖掘，连杆与铲斗夹角最小，所受作用力最大。如图5-13所示：图5-13铲斗油缸主动挖掘力为30.66吨。按图解法求得连杆作用力为31.94吨。连杆主要作用力

37、为拉压，按正应力进行校核。安全系数取n=3，材料16Mn的屈服极限=350则，许用应力=116.7 MP=62.3 MP式中，S连杆截面面积（米2）。满足要求。二、摇杆铲斗油缸全伸时进行挖掘，摇杆与铲斗夹角最小，所受作用力最大。如图5-14所示：图5-14铲斗油缸主动挖掘力为30.66吨。按图解法求得连杆作用力为21.98吨。摇杆主要作用力为拉压，弯曲影响可忽略，按正应力进行校核。安全系数取n=3，材料16Mn的屈服极限=350则，许用应力=116.7 MP=51.3 MP式中，S摇杆截面面积（米2）。满足要求。三、销轴销轴主要承受剪力，按剪应力进行校核。斗杆油缸闭锁力最大时，销子所受剪力最大，Q=18.40吨。销子材料为45钢，=294安全系数取n=2，则许用应力=147 MP=46.9 MP式中，S销子截面面积（米2）。满足要求。