單斗反鏟挖掘機動臂設計計算說明書

1、實用文檔目錄第一章緒論 2第二章反鏟挖掘機的總體設計 32.1 挖掘機作業(yè)過程介紹 32.2 挖掘機主要構(gòu)件尺寸的確定 42.3 動臂干涉及合理性檢查 7第三章典型工況下的受力分析 83.1 工況 1 下各鉸接點的受力分析 83.1.1 YZ 平面上的受力分析 83.1.2 XY 平面內(nèi)受力分析113.2 工況2 下動臂的受力分析 123.2.1 YZ 平面的受力分析 123.2.2 XY 平面內(nèi)受力分析 15第四章動臂的內(nèi)力圖 164.1 工況1 下的內(nèi)力圖 164.2 工況2 下的內(nèi)力圖 16第五章動臂的結(jié)構(gòu)設計及校核 185.1 正應力計算與校核 185.2 切應力計算與校核 19第六章

2、 銷軸與襯套的設計 錯誤！未定義書簽。6.1 動臂與機架鉸接處C點銷軸設計錯誤！未定義書簽。6.2 動臂油缸與動臂鉸接處B 點銷軸設計 錯誤！未定義書簽。6.3 斗桿油缸與動臂鉸接點D 處銷軸設計 錯誤！未定義書簽。6.4 動臂與斗桿鉸接點F點銷軸設計 錯誤！未定義書簽。第七章 穩(wěn)定性校核 217.1 整體穩(wěn)定性校核 217.1.1 平面整體穩(wěn)定性校核 217.1.2 側(cè)向屈曲整體穩(wěn)定性校核 227.2 局部穩(wěn)定性校核 227.2.1 翼緣板的局部穩(wěn)定性 237.2.2 腹板的局部穩(wěn)定性 23第八章 焊縫校核 24參考文獻 錯誤！未定義書簽。第一章 緒論液壓挖掘機是一種重要的工程機械，它的廣泛

3、應用對于減輕勞動量，保證工程質(zhì)量， 加快工程進度，提高勞動生產(chǎn)率起了巨大的作用。傳統(tǒng)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(gòu)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(gòu)，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(jié)構(gòu)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(gòu)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

4、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(jié)構(gòu)簡單、價廉，剛度相同時結(jié)構(gòu)重量較組合式動臂輕。它的缺點是可以實現(xiàn)的挖掘曲線單一，適合于長期用于想死作業(yè)的條件下。組合式動臂可以實現(xiàn)同一臺挖掘機不同的作業(yè)范圍，但其結(jié)構(gòu)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。考慮到上述各類動臂的優(yōu)缺點及結(jié)合實際工況，在這里動臂采用整體式彎動臂。標準文案第二章 反鏟挖掘機的總體設計2.1 挖掘機作業(yè)過程介紹液壓挖掘機的作業(yè)過程是以鏟斗的切削刃切削土壤并裝入斗內(nèi)。斗裝滿后提升， 回轉(zhuǎn)到卸土位置進行卸土。卸完后鏟斗再轉(zhuǎn)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

5、分析，圖1-1 是組成挖掘機動臂的主要構(gòu)件。圖 2-1 挖掘機動臂的主要構(gòu)件示意圖動臂下鉸接點鉸接在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動。動臂上鉸接點與斗桿11 相連，依靠斗桿油缸1 使斗桿繞上鉸接點轉(zhuǎn)動，再結(jié)合鏟斗油缸10 控制鏟斗5 的翻轉(zhuǎn)等，最終實現(xiàn)挖掘作業(yè)。2.2 挖掘機主要構(gòu)件尺寸的確定如圖 2-2，動臂相關構(gòu)件的尺寸符號如圖所示：圖 2-2此挖掘機斗容q 1m3參照相關機型，選取相關參數(shù)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S11305mm斗桿油缸行程S21400mm鏟斗最大挖掘力Fw149KN轉(zhuǎn)

6、臺回轉(zhuǎn)制動力矩T0150KNm最大工作壓力P035MPa閉鎖壓力P0'40MPa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l1 及斗桿長度l2取k1ll11.8， k1為動臂長度與斗桿長度的比值，其參考范圍為1.5 2，又 q0.5l32b(2 max sin2 max)ks，其中： l3為鏟斗回轉(zhuǎn)半徑；實用文檔2 m ax為鏟斗從開始接觸土壤到挖掘過程結(jié)束并脫離土壤的轉(zhuǎn)角2 max 90 ,110，初選 2 max 100 ；ks為松散系數(shù)，ks 1.24,1.3，初選 ks 1.25。從而得l3 =1300

7、mm。近似取r l1 l2 l3由于 l1 1.8l2，從而解得l1 5620mm,l2 3120mm 。（ 2）計算上動臂長度l 7及下動臂長度l6初 選 動 臂 彎 角 1 140,k26 1.25 ， 其 中 1 的 參 考 范 圍 為l71 1 01 7 0， k2的參考范圍為1.1 1.3。26 l 27 l 21在動臂組成的三角形CBF 中，根據(jù)2l7l6 cos 1 ，得： l6 3260mm,l7 2720mm 。（ 3）動臂油缸最長尺寸L1max，最短尺寸L1min 及動臂油缸缸徑D1 及活塞桿直徑 d1 的確定S1 L1m a x L1m i n，取L 1max1L1min

8、 ，其中1的參考范圍為1.6 1.8，依 據(jù) 上 述 兩 式 得 L1max 3160mm, L1min 1860mm 。 初 選D1 =135mmd1 =90mm。（ 4）鉸點A 與 C 之間的距離l5及 AC 與水平面間傾角的確定由 l5（0.50.6）L1minl5 930mm ，由于此挖掘機為反鏟裝置，11 60 取 11 60 。（ 5）斗桿油缸最長尺寸L2max和最短尺寸L2min 的確定，初選斗桿油缸缸徑 D2 及活塞桿直徑d2由 S2 L2max L2min ，2 2maxL1min取 2 =1.65 ， 得 L1 min 2150mm ,L 2 max 3545mm ， 初

9、選 D2 =140mmd2=100mm。（ 6）確定斗桿油缸的最大力臂l9，如圖 2-32-3由 rG2l3 sinl22(l3 cos )2，60 ，rG2 4180mm又 F2pl9FGmaxrG2,F2 D2P0(D2 d2)P2P21MPa 為背壓，44得 l9 850mm 。( 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30 .l 8l9 L 2max 2l 9L 2 max sin2max取 2 max 120 ，得 l8 2840mm（ 8）初選斗桿前厚段的夾角EFQ 150（ 9）初步確定鉸點

10、G 的位置由 lKQ （0.3 0.38）l3,得 lKQ 390 494mm, 初選 lKQ 450mm,參照機型初選GFQ 80 ， lFG 800mm。又 l MN l KQ l MK ,l NQ （ 0.7 FG0.8） l MN得（ l1M0N）初選鏟斗油缸缸徑lMK lKQ 450mmD,初選3=12l0NmQ m3及活塞桿直徑50mmd2 =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l5 L1min 2790mm l7;l5 l71790mm L1min;l7 L1min 860mm l5;l5 l7 3650mm L1ma

11、x;l5 L1max 2230mm l7;l7 L1max 440mm l5;所以動臂三角形ABC 不存在干涉。2）動臂機構(gòu)設計的合理性k40.81 2l52l722l52L21max2l27L21maxl54l74L41max222 22 24441 2l5l72l5L1 min2l27 L21minl5l7L1min將公式中的前述各值代入得k4 0.47 0.8，所以動臂機構(gòu)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(jù)經(jīng)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

12、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(fā)揮最大挖掘力姿態(tài)。3.1 工況 1 下各鉸接點的受力分析此姿態(tài)的示意圖如圖3-1 所示：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：3-2連桿傳動比為r1 r31 ,r2 l3其中：r1 為鏟斗液壓缸對N 點的作用力臂；r2為連桿HK 對 N 點的作用力臂；3-1 測出；r3為連桿HK 對 Q點作用力臂，此三個力臂都可由示意圖l 3 為鏟斗的回轉(zhuǎn)半徑，已由前面求出。故可得i=0.14。挖掘機的理論挖掘力F'w

13、3 F3 i ， F3為鏟斗油缸提供的力；根據(jù)2 22F3D3 P0(D3 d3 ) P244得 F3 =389.4KN，進而得F'w 3 =54.5KN( 1)隔離出鏟斗對Q 點取矩Fw3 l3 F'w3 l3 G3 r'3其中：r'3為鏟斗繞Q點轉(zhuǎn)動的重力力臂；標準文案G3為鏟斗及土壤重量，取26KN；得Fw3 =61.7KN。（ 2）求 E 點受力根據(jù)圖 3-2，對 F 點取矩，有Fw3 （l 2 l 3） G2 h2 FE h30,其中：h2為鏟斗和斗桿重力G2對 F 點的力臂，可由示意圖3-1 得出；h3為斗桿油缸作用力對F 點的力臂，可由示意圖3-1

14、 得出；G 2為鏟斗及斗桿的總重量，G2=38KN。解得：FE =523KN（ 3）求F 點受力Fy 0, Fz 0 ，得FFY125.4KN , FFZ 557.1KN 。（ 4）求B 點受力對動臂受力分析，如圖3-3:對 C點取矩有F'FZ h4F'FY h5 G1 h6 FD h7 FBh80其中：h4為力F'FY對 Q 點的作用力臂，可由示意圖3-1 得出；h5為力F'FZ對 Q點的作用力臂，h6為動臂重力對Q點的作用力臂，可由示意圖 3-1 得出；h7為鏟斗油缸作用力FD對Q 點的作用力臂，可由示意圖3-1 得出；h8 為動臂油缸作用力FB 對 Q 點

15、的作用力臂，可由示意圖3-1 得出。根據(jù)作用力與反作用力的關系有：F'FY FFY =125.4KN , F'FZ FFZ =557.1KN, FD FE =523KN ，各力的方向如圖3-3所示：得 FB =1107KN，單個油缸所承受的壓力F'B=FB/2=553.5KN動臂油缸閉鎖力FB maxD12P0' =572.3KN ， 故 F'B < FB max ， 動臂油缸能夠承受。4對動臂依據(jù)：FY 0, FZ 0得：FCY =866.7KN, FCZ=-544.6KN。3.1.2 XY 平面內(nèi)受力分析橫向力作用方向如圖3-4 所示：Fx為橫

16、向力。橫向力作用下對C 點和 F 點產(chǎn)生的橫向作用力為：M TZM TZFCXFFX其中： M TZ 為轉(zhuǎn)臺制動力矩（已知），rv 為斗齒尖至回轉(zhuǎn)中心的垂直距離（由圖3-1 可以得出）。得：FCX =57.9KNFFX =-57.9KN橫向力作用下在C 處和 F 處產(chǎn)生的橫向附加彎矩及附加扭矩為：MCX 471.9KNM TC 314.4KNM MFX 253.6KNMTF 36.2KNM偏載在 XY 平面內(nèi)產(chǎn)生的彎矩為： ''bM 'FX M 'CX Fw338KNM23.2 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

17、于最大挖掘力姿態(tài)。此姿態(tài)下挖掘機的示意圖如圖3-5 所示：3.2.1 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：Fw3 h1 G2 h2 FE l90其中： h1為力Fw3對 F 點的作用力臂；h1由圖 3-5 得出；h2為 G2對 F 點的作用力臂；h2由圖3-5得出；Fw3為鏟斗油缸發(fā)揮最大的挖掘力，為149KN；G2為鏟斗和斗桿的總重量，為38KN；l 9 為斗桿油缸作用的最大力臂。得：FE =605.4KN。斗桿油缸的閉鎖力FEmaxD22 P2 615.4 KN> FE4此力。（ 2）求F 點的受力依據(jù)FY

18、 0FZ 0 ,得 FFY =-666.1KN, FFZ =385.6KN（ 3）求B 點的受力FB l 5 FD h3 G1 h4 FFZ h5 FEY h60其中：h3為力FD對 C 點的作用力臂；h4為 G1 對 C點的作用力臂；h5為力FF'Z對 C 點的作用力臂；h6為 FF'Y對 C點的作用力臂；這些值可以從圖3-5上得出；G1 為動臂的重力，取G1=20.33KN。1KN ，又FD605.4KNG120.33KNFF'ZFFZ385.6KNFF'YFFY666.得 FB 162.3KN 。（ 4）求 C 點的受力根據(jù)FY 0FZ 0得 FCY =2

19、3.2KN ， FCZ=231.2KN。3.2.2 XY 平面內(nèi)受力分析XY 平面內(nèi)的受橫向力Fx 作用如圖3-7 所示：圖 3-7求橫向力作用下在F 和 C 處產(chǎn)生的橫向力FCX 和FFXFCX = M TZFFX = M TZ其 中 rv 為 斗 齒 尖 至 回 轉(zhuǎn) 中 心 的 垂 直 距 離 ， 可 以 圖 紙 中 測 出 ； 從 而 求 得FCX =29.8KN， FFX =-29.8KN橫向力作用下在F 處和 C 處產(chǎn)生的附加彎矩和附加扭矩為：MCX=118.8KNMTC =180.9KNM MFX =47.6KNMTF =114.5KNM偏載在橫向平面內(nèi)產(chǎn)生的彎矩為：bM '

20、;FX M 'CX Fw3 b =91.8KNMw2第四章 動臂的內(nèi)力圖4.1 工況 1 下的內(nèi)力圖根據(jù)第三章的受力分析，可得該工況下的YZ 平面內(nèi)的軸力圖、YZ 平面內(nèi)YZ 平面內(nèi)的彎矩圖、XY 平面的剪力圖、XY 平面內(nèi)的彎矩圖及扭矩4-1 的（a） 、 （ b） 、 （ c） 、d） 、 （ e） 、 （ f）所示：(d)(e)c）4-14.2 工況 2 下的內(nèi)力圖根據(jù)第三章的受力分析，可得該工況下的YZ 平面內(nèi)的軸力圖、YZ 平面內(nèi)YZ 平面內(nèi)的彎矩圖、XY 平面的剪力圖、XY 平面內(nèi)的彎矩圖及扭矩4-2 的（a） 、 （ b） 、 （ c） 、 （ d） 、e） 、 （ f）

21、所示：(b)(a)(c)(d)(e)(f)4-2根據(jù)上兩個工況的內(nèi)力圖可以得出，工況 1 姿態(tài)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(jié)構(gòu)設計。第五章 動臂的結(jié)構(gòu)設計及校核根據(jù)上一章的分析可知，動臂的受力為彎扭組合狀態(tài)，在這擬用第三強度理論對其進行設計及校核。根據(jù)經(jīng)驗初選動臂鋼板的材料為低合金鋼16Mn，其屈服極限s=350MPa，初選安全系數(shù)S=1.5； 初步選擇動臂底板的寬度b =420mm， 底板的厚度n=18mm。由于上動臂所受的載荷較大，取上下動臂側(cè)板的厚度m1=18mm， 參考有關機型，初選動臂拐彎處截面高度h=500mm

22、。動臂拐彎處截面如圖5-1 所示：5-15.1 正應力計算與校核（ 1） YZ 平面內(nèi)彎矩產(chǎn)生的正應力1 計算M Bmax11WX其中： M Bmax 可由平面內(nèi)彎矩圖看出，其值為477KNm；WX為 X向抗彎截面系數(shù)，其值為IX ， Ix慣性矩；h/2133又 IX bh3 (b 2m1)(h 2n)312把上述初選值帶入即可得IX 12.08 10 4m4，進而得出1 =98.7MPa。2) XY 平面內(nèi)彎矩產(chǎn)生的正應力2 計算M 'B maxWZ其中： M 'B max 可由工況1 下 XY 平面內(nèi)彎矩圖看出，其值為352.4KNm，WZ 為 Z 向抗彎截面系數(shù)，其值為I

23、 Z ；Zb/2又 IZ 1 hb3 (h 2n)(b 2m1)3，12把上述初選的值代入即可得IZ 9.2 10 4m4，進而得出2 =80.4MPa( 3)軸力產(chǎn)生的正應力3N33 S1其中： N 為軸力，其值為1008KN；S1 為危險截面面積S1 bh (b 2m1)(h 2n) ；將 b,h,m1,n的值代入即可得S1 =0.0318m2，從而得3 =31.7MPa綜上可得此工況下，動臂危險截面所受的正應力123 98.7 80.4 31.7 210.8M P a5.2 切應力計算與校核1) YZ 平面剪力產(chǎn)生的切應力1根據(jù)薄壁閉合截面的剪力切應力公式，確定Sx ：*11SXm1 (

24、 h)22111( b n) n ( h n)222將初選值代入上式即可得S*x=1.4 10 3m3，又最大切應力為：*F SXn IX將上述值代入即得1 =11.3MPa。2) XZ 平面剪力產(chǎn)生的切應力2根據(jù)薄壁閉合截面的剪力切應力公式，確定Sz ：*11211133SZn ( b) ( h n) m1 ( b m1) =1.4 10 m將 初 選 值 代 入 上 式 即 可 得S*z = 1.4 10 3m3 ， 從 而 可 得 此 時 最 大 切 應 力F' S2=4.9MPa。m1 IZ3)扭矩產(chǎn)生的切應力3根據(jù)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(shù)Wt ：33

25、根據(jù)Wt 2bhn = 7.56 10 3m3WtT根據(jù)扭矩圖可得，其值為180.9KNm， 從而可得3=41.5MPa， 由于 1和 2無法在同一點取到最大值，由于2 值較小，我們將其忽略得最大切應力為：13 52.8MPa 。350234M P a1.5依據(jù)第三強度理論：22s3S將上述求得的和 代入上式有2 3 2 229MPa < 所以所設計的彎曲部分截面滿足第三強度理論。第七章 穩(wěn)定性校核7.1 整體穩(wěn)定性校核7.1.1 平面整體穩(wěn)定性校核根據(jù)動臂的內(nèi)力圖可知，上動臂屬于壓彎構(gòu)件。對于壓彎構(gòu)件的整體穩(wěn)定性驗算可以根據(jù)下式計算：N + M yzmaxM xzmaxA+NN A (

26、1N)Wx (1 N)Wz0.9N Ex0.9NEz其中：N構(gòu)件的軸向力；按構(gòu)件的最大長細比選取的軸心壓桿穩(wěn)定系數(shù)；N Ex、N Ez構(gòu)件對x 和 z軸的歐拉臨界載荷；軸壓穩(wěn)定系數(shù)的修正系數(shù)；當算得的結(jié)構(gòu)長細比x( z)<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(wěn)定性驗算：N + M yzmax M xzmax AW W xz因此可以通過先判斷x( z)的大小， 進而選取公式進行求解。下面開始計算長細比 x( z)的值， 由于由于在XZ 平面內(nèi)上動臂可認為是兩端固定，故查表取1 取0.5，在YZ 平面內(nèi)上動臂視作兩端鉸接，查表取1 =1，根據(jù)公式：1 2lImin

27、 /A其中：1 根據(jù)承載方式而定的等截面柱的長度系數(shù)；2 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(shù)；l 變截面柱的長度；Ixmi n構(gòu)件毛截面的最小慣性矩；A構(gòu)件毛截面面積；由于 YZ 平面取的1 更大，故在 YZ 平面上穩(wěn)定性更差，所以此驗算只需驗算 YZ 平面的穩(wěn)定性即可，即公式中的變?yōu)?x ， I min 變?yōu)?I x min 。又 Ixmin 1.38 10 4m4， l=2.72m， A= 0.084m2，查表取2 =1.15，將這些值代入公式1 2l ，最終得x =78.7<85，故可以按照簡化公式進行計算。I min /A驗算 N + M yzmax M xzmax ，公式中N=1008KN，查表取=0.643，AW W xz再根據(jù)第五章的求解，即得18.7+98.7+80.4=197.8MPa< ，故動臂滿足整體穩(wěn)定性要求。7.1.2 側(cè)向屈曲整體穩(wěn)定性校核對于箱型梁結(jié)構(gòu)，若梁的高寬比h 3（ b 為兩腹板之間的距離），則梁的整b體穩(wěn)定性不需要驗算。由于此設計的動臂高寬比h 500 1.19 3，故不需要對b 420