1、本科毕业论文（设计）小型挖掘机的工作装置的设计姓名学号院系资源与工程技术学院专业机械设计制造及其自动化指导教师2022年3月15日挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用于住房建设、道路建设、水利、港口建设、国防工程和矿山采掘之中。作为挖掘机完成动作的直接实施者，挖掘机工作装置体现了其结构的合理性、灵活性、可靠性及耐久性，直接反映了挖掘机的工作性能。因此，对于挖掘机的工作装置的研究具有重要的意义。在本设计中，通过了解和分析国内外现有技术，使用任务书中所给定的挖掘机铲斗的斗容，首先计算出铲斗的额定装载载荷，然后选用标准容量铲斗，挖掘机的最大铲取阻力、最大卸载高度、最小卸载距离等一些设计所必需用到的量
2、均根据所选标准铲斗进行计算。通过对工作机构上较接点位置的确定来设计出动臂的结构及动臂上各点的受力，并选出标准的液压缸。通过计算和分析力学，可以合理地得出结论，动臂和斗杆采用整体式的组合方式是合理的。还有一些特殊的工况计算出的最大挖掘深度，找出了工作装置应力集中部分、最大受力点及最易受损部位，为挖掘机工作装置的结构优化设计提供了关键性依据。关键词：挖掘机；液压；动臂；斗杆；铲斗ABSTRACTExcavatorsareanimportantconstructionmachinery,widelyusedinhousingconstruction,roadconstruction,watercon
3、servancy,portconstruction,nationaldefenseengineeringandminemining.Asthedirectimplementeroftheexcavatortocompletetheaction,theexcavatorworkingdevicereflectstherationality,flexibility,reliabilityanddurabilityofitsstructure,anddirectlyreflectstheworkingperformanceoftheexcavator.Therefore,itisofgreatsig
4、nificanceforthestudyoftheworkingdeviceoftheexcavatoroInthisdesign,throughtheunderstandingandanalysisofexistingtechnologiesathomeandabroad,usingthebucketcapacityoftheexcavatorbucketgiveninthemissionstatement,theratedloadingloadofthebucketisfirstcalculated,andthenthestandardcapacitybucketisselected,an
5、dthemaximumshovelingresistance,maximumunloadingheight,minimumunloadingdistanceandothernecessaryamountsofthedesignoftheexcavatorarecalculatedaccordingtotheselectedstandardbucket.Bydeterminingthepositionofthearticulationpointontheworkingmechanism,thestructureofthemovingarmandtheforceonthepointsonthebo
6、omaredesigned,andthestandardhydrauliccylinderisselected.Bycalculatingandanalyzingmechanics,itisreasonabletoconcludethatitisreasonablefortheboomandsticktobecombinedinonepiece.Therearealsosomespecialworkingconditionstocalculatethemaximumexcavationdepth,tofindoutthestressconcentrationpartoftheworkingde
7、vice,themaximumforcepointandthemostvulnerableparts,whichprovidesakeybasisforthestructuraloptimizationdesignoftheexcavatorworkingdevice.Keyword:Excavators;hydraulics;booms;sticks;buckets第1章绪论11.1 概述11.2 国内外挖掘机工作装置的研究水平和存在的问题11.2.1国外挖掘机工作装置的研究现状11.2.2国内挖掘机工作装置的研究现状2第2章小型挖掘机工作装置结构方案设计32.1引言32.2液压挖掘机的工作
8、原理与基本组成32.3反铲工作装置的结构形式设计42.3.1整体式动臂的结构形式设计42.3.2铲斗的结构形式设计52.3.3整体式斗杆的结构形式设计62.3.4斗杆液压缸和动臂液压缸的布置方案62.3.5铲斗与铲斗液压缸的连接方式7第3章小型挖掘机工作装置参数设计83.1 工作装置的设计原则83.2 机构自身的几何参数设计83.2.1铲斗机构主要参数的设计83.2.2动臂的结构参数设计93.2.2.1动臂、斗杆长度的设计93.2.3斗杆机构及斗杆液压缸参数的设计93.2.3 .1斗杆液压缸参数的选择设计93.2.4 铲斗机构及铲斗液压缸主要参数的设计103. 2.4.1连杆机构参数的设计10
9、4. 2.4.2铲斗液压缸主要参数的设计113.2.5动臂液压缸的设计11第4章反铲工作装置的载荷分析145. 1工况分析以及确定不利工况144.2特殊工况位置下斗杆和动臂的受力分析15第5章挖掘机工作装置的强度设计与校核185.1 工作装置斗杆的强度设计与校核185.1.1 斗杆的强度校核185.1.2 斗杆的稳定性校核185.2 动臂的强度设计与校核185.3 .1动臂的强度校核185.4 .2动臂的稳定性校核20总结21参考文献22致谢23III保定理工学院学士学位论文(设计)第1章绪论1.1 概述随着现代工业的发展，挖掘机经常出现在各种各样的建筑工地上，赋予了挖掘机更多的功能。特别是从
10、20世纪下半叶开始,挖掘机的生产开始向多功能化、专业化、自动化方向发展，开发更多的功能，如为满足城市建设和农田建设的需要，开发铲斗容量小于0.24n?,最小的铲斗容量仅O.Oln?的小型挖掘机。同时,开发专业化和特殊挖掘机，如低噪声、低比压、水用和水陆两栖挖掘机等。小型挖掘机具有中型挖掘机的多项功能，又具有便于运输、能耗低、灵活、适应性强等优势，非常适用于空间狭小的施工场地作业，而且价格低、质量轻、保养维修方便，所以在小型土石方工程、路面修复、电缆埋设、自来水管道的铺设、园林栽培等工程中得到了广泛的应用.设计原则包括以下几个方面：(1)位置特性：满足主要工作尺寸及作业范围的前提下，在设计时应考
11、虑与同类机型相比时的先进性，性能与主要参数应符合国家标准之规定,运输或停放时应有合理的姿态；(2)运动特性：功率利用情况优先，理论工作循环时间短；(3)动力特性：满足整机挖掘力大小及分布情况的要求，应考虑到整机稳定性；(4)结构特性：结构形状应尽可能使受力状态有利，在保证刚度和强度的前提下,重量越轻越好,工作装置应安全可靠,便于拆装维修。1.2 国内外挖掘机工作装置的研究水平和存在的问题当前，国际上挖掘机的生产正向规模化、微型化、多能源化和专业化的方面发展。由于在性能、技术指标上的优势，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机对性能和传动系统进行改进
12、，实现高效率和节能，应用范围不断扩大，成本不断降低，向规范化、模块化发展。提高部件、配件的可靠性，保证整机的可靠性。1.2.1 国外挖掘机工作装置的研究现状国外对挖掘机工作装置的研究非常早，并率先将动力学和静力学仿真软件、保定理工学院学士学位论文（设计）有限元分析及疲劳分析软件应用到工作装置的优化设计中，同时结合各种试验验证计算机分析的各类有限元可靠性，为工作装置的结构设计提供了重要的参考,从而逐渐形成了一套较为完整的设计理论和方法。然而并不能说挖掘机工作装置的设计已经非常成熟，因为更新设计理论，减少挖掘机自身重量，降低能耗,延长使用寿命一直都是关于研究挖掘机非常重要的课题。美、法、日、英等国
13、家推广采用有限寿命设计理论，目的是推翻传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤通过理论累积、有限元分析法、优化设计法等先进技术应用于液压挖掘机的强度研究，促进了产品的高效率和同行竞争力。美、法、日、英等国家发行了各种关于挖掘机工作装置的理论方法。在上述基础理论方法的指导下，借助大量试验，缩短了新的挖掘机的研究周期，加速了液压挖掘机更新换代的进程，并提高其可靠性、耐久性、环保性等。1.2.2 国内挖掘机工作装置的研究现状我国的挖掘机生产起步较晚，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段。国内液压挖掘机的研究和发展状况应该体现在以下几个方面:提高效率，隆低能耗；提高技术性能和控制性
14、能；发展集成、复合、小型化、轻化元件；开展液压自动控制技术方面的研究与开发；加强以提高安全性和环境保护为目的研究工作开发；提高液压元件和系统的工作可靠性；标准化和多样化;开展液压系统设计理论和系统性能分析研究E。3第2章小型挖掘机工作装置结构方案设计2.1引言小型挖掘机是指一种装有一只铲斗并且采用液压传动来进行挖掘作业的机械。目前广泛应用于水利工程，交通工程，电力工程和矿山采挖等机械施工中。它是挖掘机械中很重要的一类机种。小型挖掘机在工作过程中通过铲斗的切削刃伸入土壤并将土装入铲斗内，并在铲斗装满时抬起。挖掘作业时，接通回转马达，转动转台，让工作装置转到需要挖掘位置，同时操纵动臂小腔让其进油使
15、液压缸回缩，动臂下降到铲斗触地后再操纵斗杆液压缸或铲斗液压缸，液压缸大腔进油使其伸长，使铲斗顺利进行装载和挖掘工作。铲斗装满后，铲斗液压缸和斗杆液压缸停下并操纵动臂使其大腔进油，并使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到需要卸载位置，再操纵铲斗或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸载土。2.2液压挖掘机的工作原理与基本组成为了实现挖掘机周期性作业的要求，液压挖掘机有以下基本组成部分组成:工作装置、动力装置、行走装置、回转装置、传动操作机构和辅助设施等。全回转式挖掘机较为常见，它的工作装置为主要部分、辅助设备和驾驶室等都装在转台上，这个转台称上部转台。由此也可以讲这种挖掘机主要由工作装置、行走装置和
16、上部转台三大部分组成。如图2-1所示，它是液压挖掘机的基本组成及传动结构简图。液压系统的功能是把发动机的机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能，传送给油缸、油马达等，然后转变为机械能，再传给各种执行机械，实现各种运动连杆机构在液压挖掘机的工作装置中得到了有效运用，挖掘机各部分有效运动是通过各个液压缸的伸缩来实现的。其中动臂下较点较接在转台上，通过动臂液压缸的伸缩，使动臂跟随整个工作装置绕动臂下钱点进行转动。斗杆依靠斗杆液压缸绕动臂上钦点转动;铲斗钱接于斗杆的前端，它通过铲斗液压缸和连杆绕斗杆前较点转动。在挖掘作业过程中，挖掘原理为接通回转马达，转动转台，让工作装置转到需要挖掘位置，同时操纵动
17、臂小腔让其进油使液压缸回缩，动臂下降到铲斗触地后再操纵斗杆液压缸或铲斗液压缸，液压缸大腔进油使其伸长，使铲斗顺利进行保定理工学院学士学位论文（设计）装载和挖掘工作。铲斗装满后，铲斗液压缸和斗杆液压缸停下并操纵动臂使其大腔进油，并使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到需要卸载位置，再操纵铲斗或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸载土。当土壤卸完后，工作装置再回转至挖掘位置，接着进行第二次挖掘循环工作。然而由于挖掘面条件的特殊性以及挖掘机液压系统的不同和土质不同类的情况，在实际挖掘过程中，挖掘机的反铲装置液压缸在挖掘过程中的动作配合可以是随机性的、多样性化的。液压挖掘机由于采用液压缸使工作装置产生了
18、自由度,则铲斗可以实现有限的平面转动，同时挖掘机通过液压马达驱动回转机构产生运动，使铲斗运动能够扩大到有限的空间内，再通过行走马达驱动行走装置使挖掘空间沿水平方向得到间歇性地扩大，从而能够满足挖掘需要。图2.1液压挖掘机结构简图1-铲斗；2-铲斗油缸；3-斗杆；4-斗杆油缸；5-动臂；6-动臂油缸；7-驾驶室；8-转台；9-动力装置和配重；10-行走装置；I-铲斗挖掘、收斗和卸料；1一斗杆收放；III-动臂举升和下降；IV-转台左右回转；V-整机行走2.3反铲工作装置的结构形式设计2.3.1整体式动臂的结构形式设计整体式动臂可分为直动臂和弯动臂两种。而直动臂构造比较简单、轻巧、结构紧凑，主要用
19、于悬挂式挖掘机中，如图2.2所示。采用整体式弯动臂则有利于获得较大的挖掘深度，适合反铲作业要求。它是目前应用最广泛的结构形式。整#保定理工学院学士学位论文（设计）体式动臂结构简单，成本低，刚度相同同时结构重量轻于组合式动臂。故选用整体式动臂。组合式动臂大都为弯臂形式。它的组合方式有两类，一类是用辅助连杆连接,另一类则用螺栓连接。它的优点是工作尺寸和挖掘力可以根据作业条件的变化进行调整，可变性高，同时互换工作装置也较多。它的不足是制造成本高，比整体式动臂要重。则通过综合考虑，我的本次设计的动臂形式采用有利于更大挖掘深度，同时价格也相对低廉且其结构也相对简单的整体式弯动臂。2.3.2铲斗的结构形式
20、设计挖掘机铲斗的结构形状和参数的合理选择直接影响挖掘机作业效果。铲斗的作业对象很多，作业条件大都不同，因此用一个铲斗来适应各种作业对象和条件有点不尽人意。为了满足各种特定的工作情况，尽可能提高作业的效率，反铲装置常配有斗容量不同且结构形式各异的铲斗。其中一个铲斗的切削前缘中间略微凸出，不带侧齿，侧臂略呈凹形，这些结构使挖掘阻力降低。另一个铲斗的情况则相反闻。故选择铲斗结构如图2.3所示。2.3.3整体式斗杆的结构形式设计斗杆有整体式和组合式两类，大多数挖掘机都采用的是整体式斗杆，确定用组合式或整体式斗杆，以及组合式动臂的组合方式或整体式斗杆是否采用变节点调节是选择的关键。为节约成本不需要调节斗
21、杆的长度，故选整体式斗杆，非变节点调节。综合考虑本次设计将采用整体式斗杆，这种形式的斗杆在市场上也是最为常见的。2.3.4斗杆液压缸和动臂液压缸的布置方案对于斗杆液压缸的布置，本次设计我将用以下方案。用一个斗杆液压缸，其支座支于动臂上方，其活塞杆与斗杆钱接。动臂液压缸的连接，一般有以下两种布置方案。第一种方案：挖掘机的动臂液压缸装在动臂的前下方。动臂的下支撑点可以设在转台回转中心之前，并且稍高于转台平面。它也可设在转台回转中心的后面,目的是改善转台的受力情况，但使用反铲作业时动臂支点布置的靠后的话将会影响挖掘深度。因此动臂液压缸一般都支于转台前部凸缘上。动臂液压缸的活塞杆端部与动臂产生的钱点通
22、常有两种布置方案。一种是钱点设在动臂封闭箱体下方凸缘上;另一种则是较点设在动臂箱体中间皿。第二种方案：动臂液压缸装在动臂的上方或后方。这种方案的特点是动臂下降的幅度比第一种方案大。特别是挖掘深过大时动臂液压缸往往处在受压状态,闭锁能力较强。尽管动臂提升时液压缸小腔进油，提升力矩一般够用，提升速度也较快。因此作为专用的反铲装置这种方案也是可取的。图2.4动臂油缸前倾布置方案示意图2. 3.5铲斗与铲斗液压缸的连接方式铲斗与铲斗液压缸有三种型式图2.5,其区别主要在于液压缸活塞杆端部与铲斗的连接方式各不相同，图a为直接连接，斗杆、铲斗与铲斗液压缸组成四连杆机构。图b中铲斗液压缸通过摇杆1和连杆2与
23、铲斗相连，它们与斗杆一起组成六连杆机构。图a和图b类似，区别在于前者液压缸活塞杆端接于摇杆两端之间。图c的机构传动比与b相似,但铲斗摆角位置顺时针方向转动了一个角度。六连杆方式与四连杆方式相比在同样的液压缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。六连杆方式b和d在液压缸行程相同时，后者能得到更大的铲斗转角，但其铲斗挖掘力的平均值较小。连接方式如下图。综上所述，最终选择的的铲斗与铲斗液压缸的连接方式为dobcd7图2.5铲斗与铲斗油缸的连接方式保定理工学院学士学位论文(设计)第3章小型挖掘机工作装置参数设计2.1 工作装置的设计原则为了能合理的设计工作装置，设计中应满足以下要求巴(1)
24、 位置特性：满足主要工作尺寸及作业范围的前提下,在设计时应考虑与同类机型相比时的先进性，性能与主要参数应符合国家标准之规定,运输或停放时应有合理的姿态；(2) 运动特性：功率利用情况优先,理论工作循环时间短；(3) 动力特性：满足整机挖掘力大小及分布情况的要求,应优先考虑到整机稳定性；(4) 结构特性：结构形状应尽可能使受力状态有利,在保证刚度和强度的前提下,重量越轻越好,工作装置应安全可靠,拆装维修方便。(5) 工作装置的装拆和维修是难以避免的，因此它的结构形式和布置的设计要便于装拆和维修，尤其应便于易损坏零件的更换。2.2 机构自身的几何参数设计机构自身的几何参数设计是相当重要的一个环节。
25、机构的自身几何参数称原始参数，它是决定机构运动特性的必要参数。在这里主要选择的是长度参数作为原始参数。设计参数：动臂长度L5m、斗杆长度0.7m、铲斗容量0.9m)3. 2.1铲斗机构主要参数的设计铲斗的四个主要参数是斗容量q,平均斗宽B,转斗的挖掘半径R和铲斗挖掘装满转角26(这里的6=4max)。B、R及26三者与q之间的关系为：q=1/2R2B(2。-sin2(p)Ks(3-1)式中：q为斗容量，q=0.9n?(设计的目标参数)；6为铲斗挖掘装满转角的一半，铲斗在挖掘作业时转角大致在90110范围内，本次设计取2e=100；B为平均斗宽，设计中根据经验公式B=(l.01.4)现,及铲斗平
26、均斗宽统计值和推荐范围，取B=0.4m；Ks为土壤松散系数，它的近似值约1.26；由公式(3T)得铲斗挖掘半径R=0.54m铲斗上两个饺点K与Q之间的间距的取值要适中，太大将影响铲斗机构传动特性，太小则影响铲斗机构的刚度，一般取特性参数K2=L/R(0.30.38)。故取K2=0.34o则L=0.34R=0.18mo一般取角a=95吟115,泽取a=108。3. 2.2动臂的结构参数设计3. 2.2.1动臂、斗杆长度的设计一般取动臂弯角6=110130,而小弯臂可取s=150170。6小对增大挖掘的深度有利，但对结构强度不利。特性参数及，243。它的大小一般取(1.1.3),这是由反铲挖掘机以
27、挖掘深度为主要指标的特点所决定的i。据统计可知，最大挖掘半径R值的大小一般与L+L2+L3+X的和值很接近。：中X为动臂与转台的饺点距转台回转中心间的距离，根据经验值可得X,=0.94m。因此由设计要求的L和L,已经确定的L和K则可以按以下近似经验公式计算R值：L产KL(3-2)L2=(R-L3)/(1+K1)(3-3)其中：KL./UL,=1.5m,L2=0.7m,参控同类机型则取氏=2。由式(3-3)求得Ri=3.89m。3. 2.3斗杆机构及斗杆液压缸参数的设计按设计目标要求的最大挖掘力来确定斗杆液压缸的最大作用力臂L。L产PcML+U/Pz(3-4)P2=A2*P=1/47tD22*P
28、(3-5)式中：P为液压系统的工作压力，取P=14.5MP。AZ为斗杆液压缸大腔作用面积，取DlOOmm,得到A2=7500mnr。由式(3-5)得：P2=A2*P=108KNo将所有值代入公示得Li=700mm。斗杆的摆角取值范围为9=105125,在满足工作范围和运输要求的前提下这个值应尽可能取小些，则本次设计选8=110。3.2.3.1斗杆液压缸参数的设计由上一小节的计算过程可知，斗杆液压缸大腔内径DLlOOmm,查阅机械设计手册，取塞杆直径为d?=70mm,(速比9=2),缸筒外径D=121mm,斗杆液压缸9保定理工学院学士学位论文(设计)全缩长度Li”=882mm,全伸长度L21mx
29、=1455mm03.2.4铲斗机构及铲斗液压缸主要参数的设计过程3.2.4.1连杆机构参数的设计图3.1中Lm为摇臂的长度，L29连杆的长度，L,铲斗的长度，F为斗杆的下饺点，G铲斗油缸的下较点，N摇臂与斗杆的饺接点，K和Q分别为铲斗的上下饺点。作机构参数选择时，参考资料有L=QV=0.73,U,=K2*L3,特性参数K取值范围为及=1皿43=0.30.8,故取及=0.35,可得为L24=K2*L3=0.35X0.73=0.256m。参考同类机型，按照成比例的方法，可求得：L2尸NQ=0.225m,L29=HK=0.276m,Ll3=NH=0.307m。由于考虑到结构尺寸、运动余量、稳定性以及
30、构件运动幅度等因素的影响，一般取铲斗液压缸全伸长度与全缩长度之比为;U=L.n/L3皿=1.45.65图3.1铲斗连杆机构计算简图铲斗在挖掘过程中转角大致n为90100,即铲斗挖掘装满转角为90100,为了能满足开挖和最后卸载及运输状态的要求，铲斗的总转角往往要达到150180%当L3=L加“时，斗齿尖为Va,V。可能在FQ的延长线上，或在其上侧030的地方。为了能适应挖掘深沟及垂直侧壁的工作要求，不使斗底先于斗齿接触地面，本次设计取LfL：,小时，斗齿尖V。在FQ连线上侧20处。由上述已知条件为基础，以的取值范围为约束，经过多次作图，得到比较合理的1b和Lo的值。1|5=948mm,110=
31、349。并得L3l,in=702mm,=1207mm,止匕时=L3nM/L3ni=L751.64o下面对其稳定性校核：铲斗机构最大理论挖掘力应与它的最大挖掘阻力相适应，常布置在9则处。本次设计中铲斗将以20的仰角开始挖掘，取2?皿=104,故最大挖掘力则大致出现在FQ连线下侧32处，则铲斗液压缸的作用力应满足：Wi=(ni*ri3)/(n2*13)P3(3-6)式中：W为铲斗最大挖掘阻力；r一一为铲斗液压缸对N点的作用力臂；r12一一为连杆HK对N点的作用力臂；r13为连杆HK对Q点的作用力臂；而机构的总传动比i=(ri1*rl3)/(r12*13)(3-7)则取代3的值等于设计目标参数铲斗挖
32、掘力的值,W,=30.3KN,通过式(3-7)求得连杆机构处于位置时的传动比i=0.342,从而求得式(3-6)Ps=30.3/0.342=88.6KN,取铲斗液压缸大腔内径D3=80mm,则有P3=1/4ttD:52P=123KN88.6KN,满足设计要求。3. 2.4.2铲斗液压缸主要参数的设计在上一小节的计算中可知，铲斗液压缸大腔内径D3=80mm,查阅机械设计手册，取活塞杆直径为d=56mm(速比9=2),缸筒外径D；i：i=102mm。铲斗液压缸全缩长度圆整后去Lin=700mm,全伸长度圆整后取Uax=l200mmo对其稳定性校核:活塞杆长细比；1=100,故铲斗活塞杆满足稳定性要
33、求。4. 2.5动臂液压缸的设计动臂液压缸应能保证反铲装置在作业过程中，任何位置上都能提起带有满载铲斗的物品应工作装置到达最高和最远的位置川。可选用以下两个计算位置1 .在最大挖掘深处提起满载斗(图3.2)；2 .当最大卸载高度时提动满载斗(图3.3);对动臂在转台上的较点C取矩，则可以得到以上各位置下所需的动臂液压缸作用力：Pi=W(G*r+G*r)/e(3-8)上式中：G,为工作装置各构件的重量；G,为斗内土的重量，G产(1.61.8)q;口一一为各构件重心到C点的力臂；r,为斗内土壤重心到C点的力臂；e,一一为动臂液压缸作用力对C点的力臂。对于工作装置各构件的重量可以参考同类机型求得，本
34、次设计各构件的重量取值为：斗杆 G2=2. 05KN动臂缸G,=l. 54KN铲斗缸G6=0. 52KN动臂Gi=2.65KN铲斗G3=l.06KN斗杆缸G5=0.68KN连杆机构G7=0.15KN斗内土的重量Gt=l.72*0.18=3.10KN当在在最大挖掘深处提起满载斗时:在计算位置1（图3.2）中：ri=0.668m,r2=l.338m,r3=0.970m,r.i=0.505mr5=l.436m,r6=l.635m,r7=l.476m,rt=0.968m,eO.208mo将上述数据代入式(3-8)中，求得：=Pi=ECG*r+G*r)/e=55.56KN。图3.2在最大挖掘深处计算简图
35、在计算位置2如(图3.3)中ri=0.746m,r2=2.204m,r3=2.186m,r.,=0.238mr5=0.925m,r6=2.236m,r7=2.535m,rt=2.180m,e,=0.186mo将上述数据代入式(3-8)中，求得：Pi=2*r+G*r)/e=99.62KN11保定理工学院学士学位论文（设计）图3.3最大卸载高度计算简图由上述计算分析可见，以上两种位置以第二种位置，即最大卸载高度时提动满载斗（图3.3）时要求动臂液压缸的推力为最大。但在后续的设计计算中会发现,动臂液压缸是以挖掘机挖掘时所受到的拉力为主要依据来进行设计，为了能保证实现最大挖掘力P尸1/4ttD22*P
36、=367KN,取动臂液压缸大腔内径L=140mm,此时动臂液压缸能实现的推力，远大于上述三个位置所要求的最大推力。查机械设计手册，取活塞杆直径dlOOmm,动臂液压缸的外径为Dn=165mmo13保定理工学院学士学位论文(设计)第4章反铲工作装置的载荷分析计算4.1工况分析以及确定不利工况挖掘机工作装置由铲斗、斗杆、动臂以及连杆机构和各种功能液压缸组成。对于这些结构件的分析与计算，首先要确定每个构件的最不利的工况，即分析和计算在这种工作状态下特定结构部件上可能产生的最大应力，并以此作为主要依据进行对该结构件的设计，即强度设计中位置计算。弯矩主要控制挖掘机工作装置的斗杆强度，因此可以确定挖掘过程
37、中开始的挖掘阻力，以确定斗杆可以产生的最大弯矩。同样挖掘机工作期间动臂上产生的最大载荷主要控制动臂的强度计异0本次设计中选用以下的一种工况作为工作装置载荷分析的计算位置。并且以此作为依据来初定斗杆和动臂的尺寸。第一种工况（图4.1）条件为：（1）动臂处于最低（动臂液压缸全缩）；（2）斗齿尖、铲斗、与斗杆较点、斗杆与动臂钱点三点处于垂直平面内5. 2特殊工况位置下斗杆和动臂的受力分析计算工作装置上的作用力为:反铲工作装置各部分的重量(动臂重Gi、铲斗重G3、斗杆重G?等)，作用在斗齿上的挖掘阻力(切向分力M、法向分力WJ。铲斗在挖掘时，铲斗液压缸的工作力R能克服的切向阻力1%取铲斗为隔离体，由对
38、饺点Q的力矩平衡方程2MQ=0可求得：W尸Pd*(rll*rl3)/rl2-G3*rQ3/ld(4-1)上式中:ld=l3=0.73m,(rn*r13)/(r12*r3)=0.321,G3=l.02KN,Pd=P3=129KN,3=0119m。可得:W2=41.2KNo其法向阻力w,决定于动臂液压缸的闭锁力Pb，计算中可取工作装置为隔离体，根据对动臂底部钱点C的力矩平衡方程2M。=0可求得：W2=PB*rB4-XMC(Gi*ri)-W1*rcl/rc2(4-2)上式中:P.为动臂液压缸闭锁力；由上可知Pb=208KN;2Me(G,*n)为工作装置各部分重量对C点的力矩之和；可求得：Z(Gi*r
39、i)=9.26KN,rci=4.26m,rc2=l.35m,rB=0.206m由上式发现PB*rB+2MC(Gi*ri)勿泮r“，即动臂液压缸的闭锁力限制了铲斗的挖掘力。令明=0,求得W尸12.2KN。现取斗杆为隔离体，对钱点F的力矩平衡方程为可得斗杆液压缸的作用力为P”。PB=W1(L2+L3)+G2*rF2+G3*rF3/l9(4-3)上式中：L2=l.718m,L：i=0.73m,G2=2.15KN,Ga=l.02KN,rF2=0.13m,rR3=0.21m,L9=0.35m。将上述数据代入(4-3)得Pj86.7KN。而斗杆液压缸闭锁力：Pb1=1/4ttD22*P=219.8KN,则
40、知匕匕能保证此挖掘力工作实现。现取铲斗作为隔离体(图4.2),可得到：2MtJ=0=Wl*l3-Fi*lF()=0Mq平行=0=W2+Fq平行-Fi*sin83=0Mq垂直=O=N+Fq垂直Fi*cos83=0(44)式(4-4)中lro=0.225m则可求得：F,=40.1KN,Fq平行=39.8KN,Fftaa=-7.3KN图4. 2铲斗受力示意图现取摇杆作为隔离体用(图4.3): Mn=0=Fi*1ri-lPd*PFiSin 70+Fn 垂直-Pd*sin 3=0式(4-5)中：lp(i=0. 265m, lFN=0. 256m则可求得：Pd=38. 7KN, Fn平行=T. 15KN,
41、 R垂直=-2. 86KN(4-5)图4.3摇杆受力示意图现取斗杆作为隔离体皿（图4.4）则有:SM|.=O=l,i*Pd-Pg*lP-F垂直*L-Fq谑*片=0Mf垂直=O=Ff垂直+Pg*sin14+PtiSin3-Fn垂直-Fq垂直=02Mr平行=0=Ff平行+Pd*cos3+Pgcos14。Fn平行Fq平行=0(46)式(4-6)中：1fn=1.427m,1=1.718m,lPd=0.332m,lPg=0.258m将数据代入可得：Pg=114.2KN,R垂直=-39.8KN,F.平行=110.8KN图4. 4斗杆受力示意图17现取动臂作为隔离体皿(图4.5)由公式：凡平行=00艮平行+
42、R*cos12(,-Pbcos17(,-Pbcos30=0(4-7)2Fc垂宜=0=理垂直+P*sin17-PiiSin30-P1.sin17=0Ff=VF2+F2=117.7KN(Ff平行,Ff#s)式(4-7)可求得:Fc平行=174.2KN,Fc垂直=95.1KN图4.5动臂受力示意图保定理工学院学士学位论文(设计)第5章挖掘机工作装置的强度设计与校核5.1 工作装置斗杆的强度设计与校核5.1.1 斗杆的强度校核斗杆上、下翼缘板及腹板选用的是16Mn,(6)牖=540Mpa,取安全系数n=2.7,则。=6/n=200Mpa,t=7/V3=115Mpao查阅资料得在剪力和弯矩最大时出现危险
43、截面，对危险截面进行校核皿：危险截面弯矩产生的最大应力为：Iz=b2h=8548*10W,(Tmi,x=h*M/2I=80Mpa200Mpao则正应力符合要求。危险截面剪力产生的最大应力为：Sz=1980*10,mm：Tmax=(F(J*Sz)/(5:)*Iz)=42.lMpar=115Mpao则切应力符合要求。用同样的方法对危险截面截面进行校核，弯矩产生的正应力和剪力所产生的切应力均设计符合要求。5.1.2 斗杆的稳定性校核截面较宽大，下面对其稳定性来进行校核：1 .整体稳定性的校核：高与宽的比为h/b=(282+10+10)/120=2.53,则整体的稳定性不必进行校核。2 .局部稳定性的
44、校核：腹板高度h与腹板厚度6的比为h/5=282/10=28.270,故腹板局部稳定性符合要求。腹板中心距bs与受压翼缘板厚度比为：bs/5=98/10=9.850,故翼缘板局部稳定性符合要求。5. 2动臂的强度设计与校核5. 2.1动臂的强度校核动臂上、下翼缘板及腹板选用的是16Mn,(0;)6四=540Mpa,取安全系数n=2.7,则=as/n=200Mpa,t=cr/V5=115Mpa。根据动臂内力分析可知，在危险截面出现最大的弯矩和最大剪力。而普通截面所受的弯矩也比较大，其截面尺寸可比危险截面稍小。故设计中选用图5.1B-B和图5.2C-C截面作为危险的截面来进行校核动臂的强度的。图5
45、.1B-B截面尺寸图图5.2C-C截面尺寸图B-B的危险截面如图5.1所示，可得Iz=2*5*b*(0.5h)2+bh=2*12*216*(386/2)2+2/12*12*386=3.04*10WSz=5*l/2h*l/4h+5b*1/2h=l2*386/2*386/4+216*12*386/2=7.08*1W作用在B-B截面的弯矩产生的最大正应力为：(Tmilx=h*M/2I=49.85Mpa200Mpa,则正应力符合要求。B-B截面剪力产生的最大正应力为：t1m1x=F*Sz/5Iz=39.6Mpar=115Mpa,则也符合要求。C-C截面的尺寸查阅资料可得：Iz=2*6*b*(0.5h)
46、2+bh3=2*12*216*(330/2),+2/12*12*330:!=2.13*10mmSz=5*l/2h*l/4h+5b*1/2h=l2*330/2*330/4+216*12*330/2=5.91*105mm作用在C-C截面的弯矩上的最大正应力为：crmilx=h*M/2I=56Mpa200Mpa,则正应力符合要求。C-C截面剪力产生的最大正应力为：Tiax=F*Sz/5Iz=10.7Mpa|r=115Mpa,则也符合要求。6. 2.2动臂的稳定性校核动臂上最宽的截面D-D如图5.3所示，下面对其进行稳定性校核图5.3D-D截面尺寸图1 .整体性校核：截面高与宽的比为h/b=(428+12+12)/216=2.093,则整体的稳定性不必进行校核。2 .局部性校核：腹板高度与腹板厚度6的比为h/5=428/12=35.770,故腹板局部稳定性符合要求。腹板中心距b3与受压翼缘板厚度比为：b3/6=188/12=15.6750,故翼缘板局部稳定性符合要求。19保定理工学院学士学位论文（设计）总结挖掘机工作装置作为挖掘机完成挖掘任务最重要的
