挖掘機工作裝置設(shè)計

挖掘機工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計PAGE第63頁共63頁目錄1緒論 11.1課題背景及目的 11.2國內(nèi)外研究狀況 11.3課題研究方法 21.4論文構(gòu)成及研究內(nèi)容 22總體方案設(shè)計 32.1工作裝置構(gòu)成 32.2動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式 52.3動臂油缸與鏟斗油缸的布置 52.4鏟斗與鏟斗油缸的連接方式 62.5鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇 62.6原始幾何參數(shù)的確定 73工作裝置運動學(xué)分析 93.1動臂運動分析 93.2斗桿的運動分析 103.3鏟斗的運動分析 113.4特殊工作位置計算： 154基本尺寸的確定 194.1斗形參數(shù)的確定 194.2動臂機構(gòu)參數(shù)的選擇 194.2.1α1與A點坐標的選取 194.2.2l1與l2的選擇 204.2.3l41與l42的計算 204.2.4l5的計算 204.3動臂機構(gòu)基本參數(shù)的校核 224.3.1動臂機構(gòu)閉鎖力的校核 224.3.2滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核 244.3.3滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核 254.4斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇 264.5鏟斗機構(gòu)基本參數(shù)的選擇 274.5.1轉(zhuǎn)角范圍 274.5.2鏟斗機構(gòu)其它基本參數(shù)的計算 275工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計 305.1斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計 305.1.1斗桿的受力分析 305.1.2結(jié)構(gòu)尺寸的計算 405.2動臂結(jié)構(gòu)設(shè)計 425.2.1第一工況位置 425.2.2第二工況位置： 475.2.3內(nèi)力圖和彎矩圖的求解: 505.3鏟斗的設(shè)計 565.3.1鏟斗斗形尺寸的設(shè)計 565.3.2鏟斗斗齒的結(jié)構(gòu)計算： 575.3.3鏟斗的繪制： 576銷軸與襯套的設(shè)計 596.1銷軸的設(shè)計 596.2銷軸用螺栓的設(shè)計： 596.3襯套的設(shè)計： 597總結(jié) 61參考文獻 62致謝 63附件一開題報告 64附件二外文翻譯 70挖掘機工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計1緒論1.1課題背景及目的挖掘機在國民經(jīng)濟建設(shè)的許多行業(yè)被廣泛地采用，如工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利電氣工程、農(nóng)田改造、礦山采掘以及現(xiàn)代化軍事工程等等行業(yè)的機械化施工中。據(jù)統(tǒng)計，一般工程施工中約有60%的土方量、露天礦山中80%的剝離量和采掘量是用挖掘機完成的。隨著我國基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的深入和在建設(shè)中挖掘機的廣泛應(yīng)用，挖掘機市場有著廣闊的發(fā)展空間，因此發(fā)展?jié)M足我國國情所需要的挖掘機是十分必要的。而工作裝置作為挖掘機的重要組成部分，對其研究和控制是對整機開發(fā)的基礎(chǔ)。反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復(fù)雜的空間機構(gòu)，國內(nèi)外對其運動分析、機構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計方面都作了較深入的研究，具體的設(shè)計特別是中型挖掘機的設(shè)計已經(jīng)趨于成熟。而關(guān)于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關(guān)文獻也很多，這些文獻從不同側(cè)面對工作裝置的設(shè)計進行了論述。而筆者的設(shè)計知識和水平還只是一個學(xué)步的孩子，進行本課題的設(shè)計是為對挖掘機的工作裝置設(shè)計有一些大體的認識，鞏固所學(xué)的知識和提高設(shè)計能力。1.2國內(nèi)外研究狀況當前，國際上挖掘機的生產(chǎn)正向大型化、微型化、多能化和專用化的方向發(fā)展。國外挖掘機行業(yè)重視采用新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)和新材料，加快了向標準化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經(jīng)形成了挖掘機的系列化生產(chǎn)，近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品，引進了國外的一些先進的生產(chǎn)率較高的挖掘機型號[1]。由于使用性能、技術(shù)指標和經(jīng)濟指標上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機。目前，單斗液壓挖掘機的發(fā)展著眼于動力和傳動系統(tǒng)的改進以達到高效節(jié)能;應(yīng)用范圍不斷擴大，成本不斷降低，向標準化、模塊化發(fā)展，以提高零部件、配件的可靠性，從而保證整機的可靠性;電子計算機監(jiān)測與控制，實現(xiàn)機電一體化;提高機械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機維修時間，提高適應(yīng)能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機有以下的趨勢:（1）向大型化發(fā)展的同時向微型化發(fā)展。（2）更為普遍地采用節(jié)能技術(shù)。（3）不斷提高可靠性和使用壽命。（4）工作裝置結(jié)構(gòu)不斷改進，工作范圍不斷擴大。（5）由內(nèi)燃機驅(qū)動向電力驅(qū)動發(fā)展。（6）液壓系統(tǒng)不斷改進，液壓元件不斷更新。（7）應(yīng)用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術(shù)。（8）增大鏟斗容量，加大功率，提高生產(chǎn)效率。（9）人機工程學(xué)在設(shè)計中的充分利用。1.3課題研究方法本文作者對三一重工生產(chǎn)的SANY200C進行現(xiàn)場測繪，取得了工作裝置的大體數(shù)據(jù)資料。再結(jié)合同濟大學(xué)出版的《單斗液壓挖掘機》，利用旋轉(zhuǎn)矢量法和力學(xué)知識分別對單斗液壓挖掘機的工作裝置進行運動學(xué)分析和力學(xué)計算。根據(jù)運動學(xué)分析和力學(xué)計算的結(jié)果得到工作裝置的基本尺寸和結(jié)構(gòu)尺寸。然后用CAD軟件進行二維和三維圖的繪制。1.4論文構(gòu)成及研究內(nèi)容本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構(gòu)組成挖掘機工作裝置進行設(shè)計。具體內(nèi)容包括以下五部分:(1)挖機工作裝置的總體設(shè)計。(2)挖掘機的工作裝置詳細的機構(gòu)運動學(xué)分析。(3)工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。(4)工作裝置主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。(5)銷軸的設(shè)計及螺栓等標準件進行選型。2總體方案設(shè)計2.1工作裝置構(gòu)成1-斗桿油缸；2-動臂；3-油管；4-動臂油缸；5-鏟斗；6-斗齒；7-側(cè)板；8-連桿；9-曲柄：10-鏟斗油缸；11-斗桿.圖2-1工作裝置組成圖圖2-1為液壓挖掘機工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應(yīng)的三組液壓缸1,4,10等組成。動臂下鉸點鉸接在轉(zhuǎn)臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉(zhuǎn)動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉(zhuǎn)動，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉(zhuǎn)動。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達、轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)[2]。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機的。上述過程僅為一般的理想過程。挖掘機工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，可以對工作裝置進行適當簡化處理[3]。則可知單斗液壓挖掘機的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機構(gòu)，處理的具體簡圖如2-2所示。進一步簡化得圖如2-3所示。圖2-2工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸；7、動臂油缸圖2-3工作裝置結(jié)構(gòu)簡化圖挖掘機的工作裝置經(jīng)上面的簡化后實質(zhì)是一組平面連桿機構(gòu)，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當L1、L2、L3為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定[2]。2.2動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式動臂采用整體式彎動臂，這種結(jié)構(gòu)形式在中型挖掘機中應(yīng)用較為廣泛。其結(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[3]，且有利于得到較大的挖掘深度。斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機采用整體式斗桿。在本設(shè)計中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。2.3動臂油缸與鏟斗油缸的布置動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點（即動臂與轉(zhuǎn)臺的鉸點）設(shè)在轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺平面[3]，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設(shè)在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結(jié)構(gòu)強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側(cè)各裝一只，這樣的雙動臂在結(jié)構(gòu)上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結(jié)構(gòu)如圖2-4所示。21211-動臂；2=動臂油缸圖2-4動臂油缸鉸接示意圖2.4鏟斗與鏟斗油缸的連接方式本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉(zhuǎn)角，改善了機構(gòu)的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。2233111-斗桿；2-連桿機構(gòu)；3-鏟斗圖2-5鏟斗連接布置示意圖2.5鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，其應(yīng)滿足以下的要求[1]：有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)壁不宜設(shè)置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運動規(guī)律。要使物料易于卸盡。為使裝進鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應(yīng)大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。綜上考慮，選用中型挖掘機常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)如圖2-6所示。圖2-6鏟斗斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結(jié)構(gòu)示意圖如2-7所示。1-卡銷；2–橡膠卡銷；3–齒座；4–斗齒圖2-7卡銷式斗齒結(jié)構(gòu)示意圖2.6原始幾何參數(shù)的確定（1）動臂與斗桿的長度比K1由于所設(shè)計的挖機適用性較強，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.5～2.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。（2）鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇斗容在任務(wù)書中已經(jīng)給出：q=0.9m按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=1600mm（3）工作裝置液壓系統(tǒng)主參數(shù)的初步選擇各工作油缸的缸徑選擇要考慮到液壓系統(tǒng)的工作壓力和“三化“要求。初選動臂油缸內(nèi)徑D1=140mm，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內(nèi)徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程L1=1000mm，斗桿油缸行程L2=1500mm，鏟斗油缸行程L3=1300mm。并按經(jīng)驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。參照任務(wù)書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工作壓力P=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。3工作裝置運動學(xué)分析3.1動臂運動分析動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點.圖3-1動臂擺角范圍計算簡圖φ1是L1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻也都是L1的函數(shù)。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點分別與動臂下鉸點連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的上鉸點；C：動臂的下鉸點。則有：在三角形ABC中：L12=l72+l52-2×COSθ1×l7×l5θ1=COS-1[（l72+l52-L12）/2×l7×l5](3-1)在三角形BCF中：l222=l72+l12-2×COSα20×l7×l1α20=COS-1[（l72+l12-l222）/2×l7×l1](3-2)由圖3-3所示的幾何關(guān)系，可得到α21的表達式：α21=α20+α11-θ1(3-3)當F點在水平線CU之下時α21為負，否則為正。F點的坐標為XF=l30+l1×cosα21YF=l30+l1×Sinα21(3-4)C點的坐標為XC=XA+l5×COSα11=l30YC=YA+l5×Sinα11(3-5)動臂油缸的力臂e1e1=l5×Sin∠CAB(3-6)顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max=l5，又令ρ=l1min/l5,δ=l7/l5。這時L1=Sqr（l72-l52）=l5×Sqr（δ2-1）θ1=cos-11/δ(3-7)3.2斗桿的運動分析如下圖3-2所示，D點為斗桿油缸與動臂的鉸點點，F(xiàn)點為動臂與斗桿的鉸點，E點為斗桿油缸與斗桿的鉸點。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運動，即只考慮L2的影響。D-斗桿油缸與動臂的鉸點點；F-動臂與斗桿的鉸點；E-斗桿油缸與斗桿的鉸點；θ斗桿擺角.圖3-2斗桿機構(gòu)擺角計算簡圖在三角形DEF中L22=l82+l92-2×COSθ2×l8×l9θ2=COS-1[（L22-l82-l92）/2×l8×l9](3-8)由上圖的幾何關(guān)系知φ2max=θ2max-θ2min(3-9)則斗桿的作用力臂e2=l9Sin∠DEF(3-10)顯然斗桿的最大作用力臂e2max=l9，此時θ2=COS-1（l9/l8），L2=sqr（l82-l92）3.3鏟斗的運動分析鏟斗相對于XOY坐標系的運動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運動，如圖3-5所示，G點為鏟斗油缸與斗桿的鉸點，F(xiàn)點為斗桿與動臂的鉸點Q點為鏟斗與斗桿的鉸點，v點為鏟斗的斗齒尖點，K點為連桿與鏟斗的餃點，N點為曲柄與斗桿的鉸點，M點為鏟斗油缸與曲柄的鉸點，H點為曲柄與連桿的鉸點[1]。鏟斗連桿機構(gòu)傳動比i利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)：在三角形HGN中α22=∠HNG=COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14]α30=∠HGN=COS-1[（L32+l152-l142）/2×L3×l14]α32=∠GMN=π-∠MNG-∠MGN=π-α22-α30(3-11)在三角形HNQ中l(wèi)272=l142+l212+2×COSα23×l14×l21

∠HNQ=COS-1[（l212+l142-l272）/2×l21×l14](3-12)在三角形QHK中α27=∠QHK=COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27](3-13)在四邊形KHQN中∠NHK=∠NHQ+∠QHK(3-14)鏟斗油缸對N點的作用力臂r1r1=l13×Sinα32(3-15)連桿HK對N點的作用力臂r2r2=l13×Sin∠NHK(3-16)而由r3=l24，r4=l3有[3]連桿機構(gòu)的總傳動比i=（r1×r3）/（r2×r4）(3-17)顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L3的函數(shù)，用L3min代入可得初傳動比i0，L3max代入可得終傳動比iz。鏟斗相對于斗桿的擺角φ3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為φ3=α7+α24+α26+α10(3-18)其中，在三角形NFQ中α7=∠NQF=COS-1[（l212+l22-l162）/2×l21×l2](3-19)α10暫時未定，其在后面的設(shè)計中可以得到。當鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉(zhuǎn)角:φ3=θ3-θ3min(3-20)鏟斗的擺角范圍:φ3=θ3max-θ3min(3-21)圖3-3鏟斗連桿機構(gòu)傳動比計算簡圖斗齒尖運動分析見圖3-4所示，斗齒尖V點的坐標值XV和YV，是L1、L2、L3的函數(shù)只要推導(dǎo)出XV和YV的函數(shù)表達式，那么整機作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下:由F點知：α32=∠CFQ=π–α3-α4-α6-θ2(3-22)在三角形CDF中：∠DCF由后面的設(shè)計確定，在∠DCF確定后則有：l82=l62+l12-2×COS∠DCF×l1×l6(3-23)l62=l82+l12-2×COSα3×l1×l8α3=COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8(3-24)在三角形DEF中L22=l82+l92-2×COSθ2×l8×l9圖3-4齒尖坐標方程推導(dǎo)簡圖1則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角θ2θ2=COS-1[（l82+l92-L22）/2×l8×l9](3-25)α4、α6在設(shè)計中確定。由三角形CFN知：l28=Sqr（l162+l12-2×COSα32×l16×l1）(3-26)由三角形CFQ知：l23=Sqr（l22+l12-2×COSα32×l2×l1）(3-27)由Q點知：α35=∠CQV=2π–α33-α24-α10(3-28)在三角形CFQ中：l12=l232+l32-2×COSα33×l23×l3α33=COS-1[（l232+l32-l12）/2×l23×l3](3-29)在三角形NHQ中：l132=l272+l212-2×COSα24×l27×l21α24=∠NQH=COS-1[l272+l212-l132）/2×l27×l21](3-30)在三角形HKQ中：l292=l272+l242-2×COSα26×l27×l24α26=∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24](3-31)在四邊形HNQK：∠NQH=α24+α26(3-32)α20=∠KQV，其在后面的設(shè)計中確定。在列出以上的各線段的長度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。3.4特殊工作位置計算：最大挖掘深度H1maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖.圖3-5最大挖掘深度計算簡圖如圖3-5示，當動臂全縮時，F(xiàn),Q,U三點共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為:H1max=YV=YFmin–l2–l3=YC+l1Sinα21min–l2–l3=YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3(3-33)最大卸載高度H3maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖3-6最大卸載高度計算簡圖如圖3-6所示，當斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為:(3-34)水平面最大挖掘半徑R1maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖3-7停機面最大挖掘半徑計算簡圖如圖3-7所示，當斗桿油缸全縮時，F(xiàn).Q.V三點共線，且斗齒尖v和鉸點C在同一水平線上，即YC=YV，得到最大挖掘半徑R1max為:R1max=XC+L40(3-35)式中：L40=Sqr[（L1+L2+L3）2-2×（L2+L3）×L1×COSα32max(3-36)最大挖掘半徑R最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點轉(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計算得到：l30=85mm；l40=9800最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點旋轉(zhuǎn)直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。4基本尺寸的確定4.1斗形參數(shù)的確定斗容量q：在設(shè)計任務(wù)書中已給出q=0.9m平均斗寬B：其可以由經(jīng)驗公式和差分法選擇，又由續(xù)表知[1]：當q=1.0m3時，B=當q=0.6m3時，B=則當q=0.9m3時，B=0.91+（1.16-0.91）×0.3÷=1.0975m再參考其它機型的平均斗寬預(yù)初定B=1.05m=1050mm挖掘半徑R：按經(jīng)驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選R=1450mm。轉(zhuǎn)斗挖掘滿轉(zhuǎn)角（2φ）：在經(jīng)驗公式q=0.5×R2B（2φ-Sin2φ）KS中，KS為土壤的松散系數(shù)，取值為1.25，將q=0.9m3和B=1.05m2φ-Sin2φ=0.6522φ=47°鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂24太大將影響機構(gòu)的傳動特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度[3]，初選特性參數(shù)k2=0.29。由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選α10=∠KQV=105°。4.2動臂機構(gòu)參數(shù)的選擇4.2.1α1與A點坐標的選取初選動臂轉(zhuǎn)角α1=120由經(jīng)驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數(shù)k3=1.4（k3=L42/L41）鉸點A坐標的選擇：由底盤和轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)，并結(jié)合同斗容其它機型的測繪，初選：XA=450mm；YA=1200mm4.2.2l1與l2的選擇由統(tǒng)計分析，最大挖掘半徑R1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離R1、已初步選定的l3和k1，結(jié)合經(jīng)驗公式有：l2=（R-l3）/（1+k1）=（9885-1600）/（1+1.8）=2960mm則l1=k1l2=1.8×2960=5334.2.3l41與l42的計算如圖4-1所示，在三角形CZF中：l42=k3l41=1.4×2552=3574α39=∠ZFC=COS-1（l422+l12–l412）/2×l1×l42=24.5°4.2.4l5的計算由經(jīng)驗和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4=0.4α11的取值對特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大α11會使k4減少或使H1max增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選α11=62.5°。斗桿油缸全縮時，∠ CFQ=α32–α8最大，依經(jīng)驗統(tǒng)計和便于計算，初選（α32–α8）max=160°。由于采用雙動臂油缸，∠BCZ的取值較小，初取∠BCZ=5°如上圖4-1所示，在三角形CZF中：∠ZCF=π-α1-α39=180°-120°-24.5°=35.5°∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB=35.5°-5°=30.5°由3-34和3-35有H3max=YC+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3(4-1)=YA+l5Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2Sin（θ1max+α32max-α11-α8-α2-180）–l3H1max=l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YA)(4-2)由4-1、4-2式有：H1max+H3max=l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2Sin（θ1max+α32max-α11-α8-α2-180）+l1Sin（α11-θ1min+α2）+l2(4-3)令A(yù)=α2+α11=30.5+62.5=93B=A+（α32–α8）max=93+（-160）=-67將A、B的值代入4-3式中有H1max+H3max-l1[Sin（θ1max-93）+Sin（93-θ1min）]+l2Sin[（θ1max+67）+1]=0(4-4)又特性參數(shù)k4=Sinθ1max/λ1Sinθ1min則有Sinθ1min=Sinθ1max/λ1k4=Sinθ1max/0.65(4-5)(4-6)將4-5、4-6代入到4-4式中6485+6630-5400×[Sin（θ1max-93）+Sin（93-θ1min）]+l2[Sin（θ1max+67）]=0(4-7)解之：θ1max=160°θ1min=45°由4-2式有H1max=l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-l5Sinα11-YAl5=[l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）-YA-H1max]/Sinα11=[1600+2960+5330Sin（93°-45°）-1200-6630]/Sin62.5°=780mm而θ1min與θ1max需要滿足以下條件θ1min=COS-1[（σ2+1-ρ2）/2σ](4-8)θ1max=COS-1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ](4-9)將θ1max、θ1min的值代入4-8、4-9中得：ρ=2.61σ=3.22而ρ+1=2.61+1=3.61〉σ(4-10)（1+σ）/ρ=4.22/2.61=1.62〉λ（λ=1.6）(4-11)ρ、σ滿足4-10、4-11兩個經(jīng)驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。則l7=σl5=3.22×780=2508mm(4-12)L1min=ρl5=2.61×780=2035mm(4-13)L1max=λ1L1min=1.6×2035=3257至此，動臂機構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。4.3動臂機構(gòu)基本參數(shù)的校核4.3.1動臂機構(gòu)閉鎖力的校核正常的挖掘阻力 W1J：(4-15)在4-15式中，W1——切削阻力的切向分力；C——土壤的硬度系數(shù)，對不同的土壤條件取值不同，這里設(shè)挖機用于Ⅲ級土壤的挖掘，取值為3；R——鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉(zhuǎn)斗切削半徑其在前面已經(jīng)初步確定，取值為1600mm；ψmax——某一挖掘位置時鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；ψ——某一挖掘位置處轉(zhuǎn)斗的瞬時轉(zhuǎn)角，在此處由于是求平均挖掘阻力，故初取ψmax=ψ=52.5°；B——切削刃寬度影響系數(shù)，B=1+2.6b=1+2.6×1.05=3.7；A——切削角變化影響系數(shù)，取A=1.3.；Z——帶有斗齒的系數(shù)，取Z=0.75；X——斗側(cè)壁厚影響系數(shù)，X=1+0.03S,其中S為側(cè)壁厚度，由于是初步設(shè)計，故預(yù)取X=1.15；D——切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取D=1.35×104N。將以上的數(shù)值代入到4-15式中可以解得： W1J=0.53×105N。由圖3-7知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩M1J：M1J=W1J（H1max+YC）=0.53×105×（6.63+1.56）=4.34×105N.m(4-16)動臂油缸的閉鎖力F1′F1′=P1×S1′（S1′：動臂油缸小腔的作用面積）=3.43×107×π×（702–452）×10-6=3.1×105N最大挖掘半徑工作裝置自身重力所產(chǎn)生的力矩MG：要求力矩，首先應(yīng)該需要知道作用力和作用力臂。在此處，則是先要求出工作裝置各部分的重量：由經(jīng)驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下：動臂G1=1320kg斗桿G2=700kg鏟斗G3=700kg斗桿缸G4=鏟斗缸G5=115kg連桿機構(gòu)G6=130kg動臂缸G7=350kg當處于最大挖掘深度時：θ1=θ1min=45°α2=θ1+α21-α11=45°+47°–62.5°=30.5°由圖3-7有MG≈（G1/2+G2+G3+G4+G5+G6）l1COS?2=（660+700+700+200+115+130+350）×5.33×COS?2=0.134×105N.m(4-17)動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩（對C點的矩）：M3=F1′×l7×l5Sinθ1min/l1min+MG=2×3.1×105×2.508×0.78×Sin45/2.035+0.134×105=4.354×105N.m≈M1J=4.34×105N.m(4-18)在4-18中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩略大于平均挖掘阻力，滿足要求。4.3.2滿斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩的校核NH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖4-1最大挖掘半徑時工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖工作裝置重量GG+D=G2+G3+G5+G6=700+700+115+130=1645kg≈1.8q×103（q：斗容）按經(jīng)驗公式取土的重量：GT=1.7q×103=1530kg當處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如圖4-1所示，則有：MZ=10×｛G1+4×l1/2+GG+D（l1+0.7l2）+GT（l1+l2+l3/=10×｛（1320+200）×2.665+1645×（5.33+0.7×2.96）+1530×（5.33+2.96-0.8）｝=2.77×105N.m動臂油缸的推力：F1=P1S1=3.14×107×π×702×10-6=4.83×105N在如圖3-3所示，在三角形CAB中：∠ACB=α2+α11+α21=30.5+62.5+0=93L1e1=AC×BC×Sin∠ACB(4-19)即:2665×e1=780×2508×Sin93°e1=733mm則此時斗桿油缸提升力矩:MT=F1e1=31.4×106×π×(70)2×10-6×2×0.78=1.46×106N.m＞MZ(4-20)故滿足要求4.3.3滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩的校核當斗桿在最大高度時的工況類似于圖3-6，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。θ1=θ1max=160°α32=α32max=160°α2=30.5°α21=θ1-（α2+α11）=160°-（30.5°+62.5°）=67°α37=α32-（π-α21）=160°-（180°-67°）=47°則工作裝置所受重力和土的重力所產(chǎn)生的載荷力矩MZ′：MZ′=G1+4H1+GG+D（H1+l2COS39/2）+GT（H1+l2COS39–l3/2）=（1320+200）×3.64+（3.64+2.96×COS47°/2）×1645+1530×（3.64+2.96×COS47°-1.6/2）(4-21)=1.85×105N.m此時對于動臂油缸而言：L1=L1max=3257mmθ1=θ1max=160°同4-19的計算可求得此時的動臂油缸的力臂e2=205mm此時動臂油缸的提升力矩MT可參考4-20求得：MT=2.2×105N.m＞MZ′說明滿足要求。4.4斗桿機構(gòu)基本參數(shù)的選擇EE20E2ZDE2ZDll9ψ2maxψ2maxl8FFD：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；F動臂的上鉸點；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.圖4-2斗桿機構(gòu)基本參數(shù)計算簡圖取整個斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達式：e2max=l9=PGmax（l2+l3）/P2=100×103×（2960+1600）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6=944mm(4-22)如圖4-2所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點；E：鏟斗油缸的上鉸點；F動臂的上鉸點；ψ2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關(guān)系:e20/e2max=l9COS(ψ2max/2)/l9=COS(ψ2max/2)(4-23)由4-23知,ψ2max越大,則e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到較大的平均挖掘力,就要盡量減少ψ2max,初取ψ2max=90由上圖4-3的幾何關(guān)系有:L2min=2×l9×Sin(ψ2max/2)/(λ2-1)=2×944×Sin45°/(1.6-1)=2225mmL2max=L2min+2×l9×Sin(ψ2max/2)=2225+2×944×Sin45°=3560mml82=L22min+l29+2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2]=22252+9442+2×2225×944×COS135°l8=2968.5mm而∠EFQ取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130°～170°之間[1].初定∠EFQ=150°,動臂上∠DFZ也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選∠DFZ=10°.4.5鏟斗機構(gòu)基本參數(shù)的選擇4.5.1轉(zhuǎn)角范圍由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉(zhuǎn)角φD0：H2max-H3max=l3（SinφD0+1）9315-6485=1600（SinφD0+1）φD0=55°最大轉(zhuǎn)角φ3max：φ3max=∠V0QVZ，其不易太大，太大會使斗齒平均挖掘力降低，初選φ3max=165°。4.5.2鏟斗機構(gòu)其它基本參數(shù)的計算L3Ml29L3Ml29GKl24l12l24l12FFNQl21lNQl21l2VlVl3l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點；G：鏟斗油缸的下鉸點；N：搖臂與斗桿的鉸接點；K：鏟斗的上鉸點；Q：鏟斗的下鉸點.圖4-3鏟斗機構(gòu)計算簡圖在圖4-3中，l12：搖臂的長度；l29：連桿的長度；l3：鏟斗的長度；l2：斗桿的長度；F：斗桿的下鉸點；G：鏟斗油缸的下鉸點；N：搖臂與斗桿的鉸接點；K：鏟斗的上鉸點；Q：鏟斗的下鉸點。則有：l24=KQ=k2l3=0.29×1600=464L3max與L3min的確定鏟斗的最大挖掘阻力F3Jmax應(yīng)該等于斗桿的最大挖掘力，即F3Jmax=138KN。粗略計算知斗桿挖掘平均阻力F3Jmax=F3Jmax/2=69KN挖掘阻力F3J所做的功W3J：W3J=F3Jmaxl3φ3max(4-24)=6.9×104×1.60×165×π/180=3.18×104N.m 由圖4-4知，鏟斗油缸推力所做的功W3：W3=F3（λ-1）L3min=31.4×106×π×552×10-6×0.6×L3min………………[4-25]由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功W3應(yīng)該等于鏟斗挖掘阻力所做的功W3J：W3=W3J………………[4-26]將4-24、4-25式代入4-26中計算可得：L3min=1800mm則L3max=λ3L3min=288剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構(gòu)尺寸，其應(yīng)滿足以下幾個條件：挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應(yīng)與轉(zhuǎn)斗最大挖掘阻力相適應(yīng)，當斗齒尖處于V1時，斗桿油缸的理論挖掘力應(yīng)不低于最大挖掘阻力的80%[1，79-80]。即PD0≥80%PD0max；當處于最大理論挖掘力位置時∠V1QV應(yīng)為30。幾何相容。保證△GFN、△GHN、□HNQK在l3的任意一行程下都不被破壞。在保證以上兩個條件，通過經(jīng)驗公式和同斗容的其它機型的測繪對照，初步選定剩余的基本尺寸如下：HK=600mm；HN=640mm；NQ=400mm；FN=l2-NQ=2560mm；GF=800mm；由預(yù)選∠GFN=60°則GN2=FN2+GF2–2×COS∠GFN×FN×GFGN=2268mm至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。5工作裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構(gòu)組成，要確定這些結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對其結(jié)構(gòu)進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結(jié)構(gòu)件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據(jù)。但結(jié)構(gòu)件不利的工況和在該工況下的危險截面往往不止一個，這需要分別計算出尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。5.1斗桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1.1斗桿的受力分析斗桿主要受到彎矩的作用，故要找出斗桿中的最大彎矩進行設(shè)計計算。根據(jù)受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產(chǎn)生最大彎矩的工況可能有以下兩個：第一工況位置，其滿足以下條件：動臂處于最低位置。即動臂油缸全縮。斗桿油缸的力臂最大。鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。側(cè)齒挖掘時受到橫向力Wk的作用第二工況位置，該工況滿足以下條件：動臂位于動臂油缸對鉸點A的最大作用力臂e1max處。斗桿油缸的力臂最大。鏟斗齒尖位于F、Q兩鉸點的連線上或鏟斗位于最大挖掘力位置。挖掘阻力對稱于鏟斗，無側(cè)向力Wk的作用。第一工況位置的受力分析在這個工況下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大[3]。該工況的具體簡圖如圖5-1所示。取工作裝置為研究對象，如圖5-2所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2、側(cè)向阻力W3。DBDBCYCYEAEAFGXFGXNNHQHQKKVVNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖5-1斗桿第一工況時的工作裝置簡圖FFNNQPdQPdW1HW1HKKW2W2G3HK-連桿HN-搖臂N-搖臂與斗桿的鉸接點Q-斗桿與鏟斗的鉸接點圖5-2鏟斗受力分析簡圖當斗桿油缸全縮時，通過前面的章節(jié)可以得出α21=45，由圖5-1可知CF的向量可以表示為：FC=5400[COS（180-45）+iSin（180-45）]=5400（COS135+iSin135）由前面的章節(jié)計算結(jié)果知：∠ZFC=24.5，DF=l8=2968.5mm。在△DEF中∠DEF=90COS∠EFD=EF/DF=944/2968.5解得∠EFD=72°在□CDEF中∠EFC=∠ZFC+∠DFZ+∠EFD=24.5°+10°+72°=106.5°∠EFQ在前一章節(jié)已經(jīng)初定為150°由以上的角度關(guān)系知：FV=4500[COS（134-106.5-150）+Sin（134-106.5-150）]=4500（COS122.5+Sin122.5）（5-1）OV=OC+CF+FV（5-2）=1777（COS87+Sin87）+5400（COS-45+Sin-45）+4550（COS-122+Sin-122）則XV=1777COS87+5400COS（-45）+4550COS（-122）=1542mm（5-3）由（3-17）式可i=0.336則可得此時鏟斗的理論挖掘力：F0D=FDi=2.98×105×0.336=1.0×105N切向阻力W1：初選該工況下鏟斗重心到鉸點Q的水平距離r2′=l3COS（-122）/2=274mm取鏟斗為研究對象，如圖5-2所示，并對Q點取矩，則有∑MQ=0（F0D-W1）l3–G3r2′=0（105-W1）×1.55-7000×0.274=0W1=105N法向阻力W2的求解：工作裝置所受重力對C點取矩有∑MC（Gi）=G1×X1+（G2+G5）×X2+G3×X3+G4×0.7XF+G6×X2=1.32×104×1.974+（700+200）×10×3.068+7000×1.863+2000×0.7×3.863+1300×3.068=0.76×105N（5-4）W1到C點的距離r0r0=l2+l3–CFCOS∠CFV（5-5）=3000+1550-5400×（360-106.5-150）=3280mmW2到C點的距離r1r1=CFSin∠CFV=5400×Sin103.5=5249mm（5-6）法向阻力W2決定于動臂油缸的閉鎖力F1′，取整個工作裝置為研究對象，則有∑MC=0F1′e1+∑MC（Gi）-W1r0-W2r1=0（5-7）將5-4、5-5、5-6代入5-7中解之W2=0.32×105N斗桿有油缸作用力P2g′FQ向量在X軸上的模值：XFN=FQCOS-122=3000×0.53=1590mm如圖5-1所示，取斗桿（帶斗和連桿機構(gòu)）為研究對象，則有：∑MC=0P2g′×EF-W1（l2+l3）-G3（XFN+r2′）-G2XFN/2=0P2g′×0.94-105×4.55-7×103×（1.59+0.274）-7×103×10.59/2=0P2g′=5.04×105N（5-8）而此時的斗桿閉鎖力P2′=34.3×π×（70）2=5.28×105N，略大于P2g′橫向挖掘阻力WK的求解：橫向挖掘力WK由回轉(zhuǎn)機構(gòu)的制動器所承受，即WK的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩。故要先計算出制動力矩。地面附著力矩Mφ：Mφ=5000×φ×G4/3（其中φ=0.5）=5000×0.5×19.64/3=1.32×105N（5-9）在所設(shè)計的液壓挖掘機中采用的是液壓制動，由經(jīng)驗公式可求得回轉(zhuǎn)機構(gòu)的最大制動力矩MB：MB=0.6×Mφ=0.79×105NWK=MB/XV=0.79×105/1.432=0.55×105N（5-10）Q點作用力與作用力矩RQx、RQy、MQx、MQy的求解：取連桿機構(gòu)為研究對象，如圖5-3所示，則有：GRNPGRNP3NNHHX2X2KQY2KQY2RRkNH-搖臂HK-連桿G3-鏟斗油缸的推力RK–連桿的作用力RN–搖臂的作用力圖5-3連桿機構(gòu)計算簡圖∑X2=0P3COS∠GHX2-RNCOS∠HNX2-RkCOS∠HKX2=0（5-11）2.98×105×COS4.5-RNCOS57.5-RkCOS11.5=0∑Y2=0P3Sin∠GHX2-RNSin∠HNX2-RkSin∠HKX2=0（5-12）2.98×105×Sin4.5-RNSin57.5-RkSin11.5=0由5-11、5-12式可解得：RN=-0.51×105N；Rk=3.3×105N如圖5-2所示，取整個鏟斗為研究對象，以V點為新坐標的原點，VK為X3軸，過V點與VK垂直的直線為Y3，建立X3O3Y3坐標，則有：∑X3=0W2-RQx-RkCOS∠11.5=0（5-13）0.32×105-RQx–3.3×105×COS∠11.5=0RQx=-2.91×105N∑Y3=0RQy+W1-RkSin∠11.5=0（5-14）RQy+105-3.3×105Sin∠11.5=0RQy=-0.34×105N∑MQY3=0MQy-WKl3-W2b/2=0（5-15）MQy-0.55×105×1.55-0.32×105×0.52=0MQy=105Nm∑MQX3=0MQx–W1b/2=0（5-16）MQx=W1b/2=0.53×105NmN點作用力與作用力矩RNx、RNy的求解：取曲柄和連桿為研究對象，如圖5-4所示，則有：RNyF3RNyF3HNHNRRNxRkKRkKH-搖臂HK-連桿F3-鏟斗油缸的推力RK–連桿的作用力RX–搖臂的作用力沿HK連線上的分力RY–搖臂的作用力沿HK連線垂直方向上的分力圖5-4曲柄和連桿受力圖圖5-4曲柄和連桿受力圖∑X2=0RNX+RkCOS∠11.5-F3=0（5-17）RNX=0.27×105NRNy=RNXtan∠FNH=0.27×105×tan∠57.5=0.43×105N第二工況位置的受力分析在這個工況位置下斗桿可能存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也可能最大[1]具體簡圖如圖5-5所示。取工作裝置為研究對象，如圖5-5所示。在該工況下存在的力有：工作裝置各部件所受到的重力Gi；作用在鏟斗上的挖掘阻力，包括切向阻力W1、法向阻力W2。YDYDEBEBGGCFCFAAXXNNQHQHKKW2W2W1W1VNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點；A-動臂油缸下鉸點；B-動臂與動臂油缸鉸點；F-動臂上鉸點；D-斗桿油缸上鉸點；E-斗桿下鉸點；G-鏟斗油缸下鉸點；Q-鏟斗下鉸點；K-鏟斗上鉸點；V-鏟斗斗齒尖圖5-5第二工況下工作裝置計算簡圖同第一工況的分析一樣，可以得到以下向量：FC=5400（COS163+Sin163）FV=4550（COS-93.5+Sin-93.5）0V=OC+CF+FV=1865（COS88+Sin88）+5400（COS17+Sin17）+4550（COS-93.5+Sin-93.5）則XV=1865COS88+5400COS17+4550COS-93.5=4971mm同理也可以求得在該工況下作用在斗桿和鏟斗上的力，其分別為：W1=1×105NW2=0.48×105NRk2=3.3×105NWN2=-0.5×105NRQx=-2.75×105NRQy=-0.34×105NMQx=0.5×105NmMQy=0.24×105Nm斗桿內(nèi)力圖的繪制2.97KN根據(jù)第一工況和第二工況下所求出的斗桿所受到的力和力矩，可以分別繪制出在第一工況下和第二工況下的內(nèi)力圖，如圖5-6、5-7、5-8、5-9、5-10、5-11、5-12、5-13、5-14所示。2.97KN2.64KN2.64KN++FGFGEENQ—NQ—0.33KN0.33KN2.42KN2.42KN圖5-6第一工況下斗桿的N圖0.770.77×105N0.540.54×105N+0.34×105N+0.34×105NEFEFGNQ—GNQ—圖5-7第一工況下斗桿的Qy圖3.47×3.47×105N257KNm257KNm++FEFEQQ圖5-8第一工況下斗桿的My圖0.550.55×105N++EEFQFQ2.65×105Nm圖5-9第一工況下斗桿的Q2.65×105Nm11×105Nm++EEFQFQ圖5-10第一工況下斗桿的MZ圖0.530.53×105Nm++FFEQEQ圖5-11第一工況下斗桿的Tx圖2.48×2.48×105N2.75×105NG+G+NFEQNFEQ-0.49×10-0.49×105N2.42×2.42×105N圖5-12第二工況下斗桿的Nx圖0.54×0.54×105N0.77×105N+0.34×105N+0.34×105NFGFGEENQ-NQ-3.42×3.42×105N圖5-13第二工況下斗桿的Qy圖257KNm257KNm++EFQEFQ圖5-14第二工況下斗桿的Mx圖5.1.2結(jié)構(gòu)尺寸的計算由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和內(nèi)力均要比第一工況中要小，故用第一工況進行計算，而用第二截面校核。由圖5-9、圖5-10、圖5-11知在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應(yīng)力最大，是危險截面。故首先要對該截面進行計算，然后以此為基礎(chǔ)再求解其它尺寸。斗桿寬度、鋼板厚度、許用應(yīng)力的選取由經(jīng)驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，處取斗桿的寬度。挖掘機所用鋼板的厚度在我國一般為，初選底板厚度如圖5-15所示。12為斗桿側(cè)板的厚度；14為斗桿底板和頂板的厚度；275為底板的寬度圖5-15在挖掘機中選用的結(jié)構(gòu)鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機械性能。其屈服極限。在斗桿中取安全系數(shù)，則斗桿的許用安全應(yīng)力為：斗桿危險截面處高度的計算危險截面的有效面積：(5-17)該截面對y軸的慣性矩:(5-18)該截面對z軸的慣性距:(5-19)橫截面總面積:(5-20)該危險截面所受到的正應(yīng)力:(5-21)該截面所受到的最大彎曲正應(yīng)力:(5-22)(5-23)則截面所受到軸向拉應(yīng)力與彎曲應(yīng)力合成后有:(5-24)由于剪應(yīng)力的大小相對于彎矩所產(chǎn)生的彎曲正應(yīng)力要小得多，為簡化計算，在計算中簡應(yīng)力忽略不計，僅在校核中用，則有：(5-25)由5-21、5-22、5-23、