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1、安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 1 頁 裝 訂 線 目錄 中文摘要 3 英文摘要 4 正文 1 行走裝置 7 11 構造和傳動形式 7 12 行走系的設計 8 13 四輪一帶等有關參數(shù)的初步確定和行走結構布 置8 2 回轉裝置 9 21 滾動軸承式回轉支承 10 22 回轉機構 11 23 轉臺 12 3 工作機構設計 15 31 裝載工作對工作機構設計的要求 15 32 履帶式挖掘機工作機構的類型的綜合分析和選用 16 33 鏟斗 18 34 工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 19 35 工作機構的強度計算 25 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 2 頁 裝 訂 線 36 轉

2、斗油缸和舉臂油缸的設計 28 結論 32 謝辭 33 參考文獻 34 附錄 35 中英文翻譯及原文 35 翻譯 35 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 3 頁 裝 訂 線 摘 要 本文設計的是一種微型挖掘機，作在為工業(yè)、民用上有特殊用途的 裝載機械，它可以用于煤礦井下狹小空間的清理、裝載、運輸?shù)裙ぷ鳎?也可以用于冶金、礦山、隧道建設等場合的挖掘裝載工作。在本設計中， 通過對國內外現(xiàn)有技術的了解和分析，利用任務書上所給定的挖掘機鏟 斗額定裝載載荷，先計算出鏟斗的斗容，而后選用標準容量的鏟斗，根 據(jù)所選出的標準鏟斗，計算出挖掘機的最大鏟取阻力、最大卸載高度、 最小卸載距離等一些設計所必需用

3、到的量。通過對工作機構上九個鉸接 點位置的確定來設計出動臂的模型及動臂上各點的受力，然后計算出舉 臂油缸和轉斗油缸的內徑、活塞桿的桿徑，選出標準的液壓缸。根據(jù)轉 臺以上部分的重力計算選擇馬達和滾動軸承，然后設計出相應的行走裝 置。 關鍵詞：鏟斗、液壓缸、動臂、挖掘機 全套全套 CAD 圖紙，聯(lián)系圖紙，聯(lián)系 153893706 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 4 頁 裝 訂 線 Abstract What this text design is a micro-excavator which has special use in the fields of industry and a

4、griculture. It can work in a narrow and small place to clean carry and transport the stones and it can be used in metallurgy, digging mine and tunnel construction as well. By consulting the latest professional technology and theories, taking account of the practical need of the market and making use

5、 of the given rated weight from the task paper, I firstly calculate the capacity of bucket and then select standard bucket data to calculate some essential data such as the largest scooping resistance, the largest unloading height and the largest unloading distance, etc. Through the position of nine

6、 attachment points in the system I initially design the arm model and the force of all points. By analyzing the force of the tow important points, calculate the diameter of the raising arm cylinder and the turning bucket, and the diameter of the piston pole, and the distance of travel of the piston,

7、 then select the standard cylinder. According to the gravities of the above parts, calculate and select the motor and the roll over the bearings. Then design the device of the walk KeyKey wordswords: bucketbucket ,cylinder,cylinder, thethe movingmoving armarm ,excavator,excavator 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁

8、第 5 頁 裝 訂 線 緒論 一、挖掘機在國民經濟中的作用和發(fā)展概況 （一）挖掘機在國民經濟中的作用 挖掘機械包括各種類型和功能的挖掘機，有單斗挖掘機和多斗挖掘機兩類。其共 同特點是鏟斗按照一定順序、間歇或連續(xù)地進行挖掘、裝載、卸載和整機移動。由 于機械具有許多優(yōu)點，在土方施工中得到廣泛應用。 單斗挖掘機是一種利用單個鏟斗挖掘或裝載土壤或石塊的機械，廣泛應用在建筑 施工、筑路工程、水電建設、港口工程、農田改造、國防工事的土方施工和露天礦 場的采掘作業(yè)中，對減輕繁重的體力勞動、加快施工速度、實現(xiàn)土方工程機械化、 提高勞動生產率起了很大的作用。 （二）國外挖掘機發(fā)展狀況 當前各工業(yè)大國的挖掘機制造

9、業(yè)已是一種具有相當規(guī)模的行業(yè)，美國、德國、日 本、俄羅斯是世界上挖掘機比較多的國家 （三）國內挖掘機發(fā)展狀況 我國挖掘機行業(yè)在幾十年之內，從無到有、從小到大，做出了很大的成績，然而還 存在企業(yè)生產組織管理水平低、產品數(shù)量和質量不能滿足建設需要、產品性能不夠 先進、質量有待提高、可靠性低、壽命短、以及設計研究和試驗等基礎比較薄弱等 缺點。 二、挖掘機的發(fā)展趨向 （1） 在品種規(guī)格方面，趨向于大型化、微型化、多功能和專業(yè)化發(fā)展 為適 應不同工程對象的施工要求和國際市場競爭需要，挖掘機品種將持續(xù)增 長，除一般機型外，重點在于：1）發(fā)展大功率、大斗容、大生產率的巨 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁

10、 第 6 頁 裝 訂 線 型機械，以滿足礦場采掘工程的需要。2）由于城鎮(zhèn)建筑和修理工程的需 要，發(fā)展機重不到 1t、斗容小于 0.02m 的微型挖掘機，這種挖掘機十分 輕便靈活、易搬好運，可在狹窄空間順利地工作，以進行輔助性工作。 3）對常規(guī)的中小型挖掘機，要求增多工作裝置。以適應多種工作的需要。 4）專門用途的挖掘機，則要求向專用化發(fā)展，以提高機械的工作性能和 經濟效益。 （2） 重視挖掘機的質量和質量管理，重視實驗研究 國外挖掘機廠十分重視 機械生產質量管理，認為是企業(yè)生存和發(fā)展的主要環(huán)節(jié)，在生產組織上 不斷提高專業(yè)化程度，在生產管理上不斷完善管理體系、嚴格檢驗制度、 提高產品可靠性和壽命

11、。 （3） 普遍重視產品標準化、系列化、通用化。大力采用新技術、新工藝、新 材料和新結構。 三、本人設計課題簡介 我設計的是一種微型單斗挖掘機，該挖掘機可用于煤礦井下狹小空間的清理、 裝載、運輸工作，也可以用冶金、礦山、隧道建設等場合的工作。這類挖掘機的工 作效率約為人工的 6 倍以上，使用這類挖掘機進行清理、運輸可為煤礦的安全生產 提供有利的保障。 電動挖掘機存在的問題：由于是電動機驅動，挖掘機不得不拖帶很長的電纜， 使得電纜長期在地面拖動，有時操作人員不注意，可能碾壓電纜，電纜被拖曳受到 磨損。極易發(fā)生導電、漏電現(xiàn)象，從而引發(fā)人身、設備事故，同時也使車輛的機動 性受到很大的限制。解決這一問

12、題的途徑有兩個方案：一是加裝卷纜裝置，二是采 用其它無須從井下電網取電，因而也就不需要拖動帶電纜的動力裝置。 本設計包括挖掘機的回轉裝置、行走裝置、工作裝置的設計計算，以工作裝置的 設計計算為重點，設計的程序和過程如正文所示。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 7 頁 裝 訂 線 正文 1 行走裝置 挖掘機的行走裝置既是機械的運行部分,又是機械的支承.挖掘作業(yè)時機械不走, 行走裝置要承受整臺機械的的自重和外載,這是與運輸車輛和鏟土運輸機械所不同的, 因此設計挖掘機的行走裝置時應兼顧支承和運行兩個方面的需要. 按結構特點液壓挖掘機行走裝置可分為履帶式和輪胎式兩大類. 履帶式行走裝置牽引力

13、大,接地比壓小,因而越野性能好,爬坡能力大,且轉彎半徑 小,機動靈活,獲得廣泛應用.但運行和轉彎時功率消耗大,零件磨損快,履帶板醫(yī)損路面, 故一般僅作場地內部運行,長距離運行時需借助其它車輛. 輪胎式行走裝置運行速度快,機動性能好,運行式輪胎不損壞路面,因而在城市建 設中很受歡迎.缺點是接地比壓大,爬坡能力小,挖掘作業(yè)時一般需要專門支腿以確保 機身穩(wěn)定,運行時要受橋梁的容許負荷限制,目前還限于斗容 1 立方米以下的挖掘機采 用. 因本人設計的是一種微型挖掘機,故綜觀兩種行走裝置的優(yōu)點和缺點,應采用履帶式 行走裝置. 1.1 構造和傳動形式 履帶行走裝置由四輪一帶(即驅動輪 2,導向輪 7,支重

14、輪 3,托輪 6,以及履帶 1,如圖 所示),張緊裝置 4 和緩沖彈簧 5,行走機構 11(包括底架 10,橫梁 9 和履帶架 8)等組成. 圖（1）： 機械運行時,驅動輪在履帶緊邊產生一個拉力,力圖把履帶從支重輪下拉出.由于 支重輪下的履帶與地面間有足夠的附著力,阻止履帶的拉出,迫使驅動輪卷繞履帶向前 運行. 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 8 頁 裝 訂 線 1.2 行走系的設計 履帶行走裝置由于運行速度低,一般為 13m/h,因此設計時主要保證支承性能,并 兼顧運行性能,其步驟是: (1) 初定四輪一帶等有關參數(shù)和行走系結構布置; (2) 計算承載能力,包括接地比壓和行走架結構

15、強度計算; (3) 選擇行走機構傳動方案,擬定行走液壓系統(tǒng),確定行走液壓馬達主參數(shù)和減速器 速比,驗算行走速度爬坡能力和原地轉彎能力等. 1.3.四輪一帶等有關參數(shù)的初步確定和行走系結構布置. (1)履帶支承長度 L,軌距 B 和履帶板寬度 b 應合理匹配,使接地比壓,附著性能和 轉彎性能均符合要求. 令 L0為 m;h0表示履帶高度,h0為 m;G 表示整機質量, G 為 t, 則 L0 , L0+0.35h0, L0 3 07 . 1 G L (2) 履帶節(jié)距 t0和驅動輪齒數(shù) z 應在滿足強度,剛度的情況下盡可能取小值以降 低履帶高度. t0與 G 的關系為: t0=(1517.5),其

16、中 t0為 mm,G 為 kg.驅動輪齒數(shù)為奇數(shù),z=1923. 4 G 為使 h0不致過大,由兼顧履帶運動的平穩(wěn)性,當 t0去小值時則 z 取大值,當 t0取大值時 z 取小值. (3)履帶緩沖彈簧張緊力和工作行程的確定 履帶行走裝置的導向輪通過緩沖彈 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 9 頁 裝 訂 線 簧和張緊裝置固定在履帶架上,它可以沿履帶架滑動以改變輪距,保證履帶的拆裝,減 少運行過程的沖擊,避免軌鏈脫軌. 緩沖彈簧應有足夠的預緊力 F,該力保證緩沖彈簧不會外來的微小沖擊而產生變 形,引起履帶振跳或脫軌,但過大會惡化履帶架受力,加劇零部件磨損,降低行走裝置效 率.一般可近似取

17、為 1.5Fk(Fk一條履帶的牽引力),履帶的張緊度一般控制在 24cm.緩 沖彈簧最大變形時的張緊力應保證倒退時軌鏈仍能與驅動輪正常嚙合,一般可取為 3Fk.緩沖彈簧的工作行程要適當,可近似取為 t0/4. (4)行走系結構布置 根據(jù)已選定的輪距和四輪直徑確定四輪位置 支重輪數(shù)一般為 57 個,其間隙應保持在 70mm 左右.靠近導向輪的一個支重輪,應保 證導向輪在緩沖行程內不受到干擾,靠近驅動輪的一個支重輪勿與驅動輪相碰. 導向輪,驅動輪下方與支重輪下緣約同處一水平線上,以增加接地長度.驅動輪布 置在后方可縮短履帶驅動段的長度,減少功率損失.托輪主要用來限制履帶上分支垂度,當 L0m 時取

18、一個,否則取兩個.如取兩個,其間距約為輪距的一半.托輪上輪緣平面的高2 度 h2+0.5d 略大于驅動輪的節(jié)圓半徑,以便于履帶脫離驅動輪的嚙合,便于履帶借自重 滑向導向輪。 圖（2） 2. 回轉裝置 回轉裝置由轉臺、回轉支承和回轉機構組成，如圖所示。圖中回轉支承 3 的外 座圈用螺栓與轉臺連接，內座圈（帶齒）用螺栓與底架 4 連接，內、外座圈之間設 置有滾動體。工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷，水平載荷和傾復力矩通過回轉支 撐的外座圈、滾動體、內座圈傳給底架?；剞D機構 2 的殼體固定在轉臺上，用小齒 輪與回轉支撐內座圈上的赤圈相嚙合。小齒輪既可以繞自身的軸線自轉，又可以繞 轉臺的回轉中心線公轉，

19、當回轉機構工作時就相對底架進行回轉。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 10 頁 裝 訂 線 圖（3）： 2.1 滾動軸承式回轉支承 2.1.1 構造和類型特點 滾動軸承式回轉支承由內、外座圈，滾動體，隔離體，密封裝置，潤滑 裝置和連接螺栓等組成。它是在普通滾動軸承基礎上發(fā)展起來的，但又 有其特點。普通軸承主要起支承作用而它還要傳遞運動；普通軸承內外 座圈的寬度與徑向尺寸之比遠大于回轉支承，其剛度靠軸承座裝配來保 證，而回轉支承則靠支承它的轉臺與底架來保證，設計時必須注意轉臺 與底架的剛度；普通軸承轉速高，滾動體與滾道接觸的變化次數(shù)也多， 失效形式主要是疲勞點蝕，回轉支承轉速低，載荷大

20、，失效形式主要是 塑性變形，故一般進行靜容量計算即可。 回轉支承按滾動體形式有滾球和滾柱，按滾動體排數(shù)有單排、雙排和多排；按滾 道形式有圓弧曲面、平面和鋼絲滾道等。常用的有單排滾球式、雙排滾球式、單排 交叉滾柱式和組合滾柱式四種。 結合本人所設計的微型挖掘機回轉機構的特點，可采用單排交叉滾柱式。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 11 頁 裝 訂 線 圖（4） 2.2 回轉機構 2.2.1 傳動方式及其特點 液壓挖掘機回轉機構的回轉時間約占整個工作循環(huán)時間的 50%70%，能量消耗 約占 25%40%，回轉液壓油路的發(fā)熱量約占液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量的 30%40%，因此 合理的確定回轉機構的

21、液壓油路型式和結構方案，正確選擇回轉機構參數(shù)，對提高 生產率和功能利用率，改善司機的勞動條件，減少工作裝置的沖擊等都是具有重要 的意義的。 對回轉機構的基本要求是： （1）在回轉力矩和角加速度不超過允許值的前提下，盡可能縮短回轉時間； （2）回轉是工作裝置的動載系數(shù)不應超過應許值； （3）回轉能量損失最小。 2.2.2 回轉機構的參數(shù)選擇 1、轉臺的轉動慣量 J= 3 5 960G 式中 G整機質量，G為 t; J轉動慣量,J為 kgm2 J=8708.4kgm2 3 5 4860 對于標準斗容為 0.12m3的鏟斗，其整機質量為 4t,啟動角加速度為 1.0008rads-2,制動 安徽工業(yè)

22、大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 12 頁 裝 訂 線 角加速度為 1.3624rads-2，最佳轉速為 8.1888rmin M=J=Jaz=870841.3624=11864.3Nm 式中 aZ為制動角加速度 p電=M=10168.8W 30 n M 30 1888 . 8 14 . 3 3 . 11864 查閱第 2 版機械設計手冊5，選取最大輸出轉矩為 11270Nm,徑向球塞馬達，型 號為：1QJM52-5.0,其排量為 5.0Lr-1,額定壓力為 10MPa. 2.3 轉臺 2.3.1 轉臺平衡和配重的確定 挖掘機工作時轉臺上部自重和載荷合力的位置是經常變化的，而且偏向載荷方 面。

23、為了平衡載荷力矩，轉臺上的各個裝置需要合理布置，并在尾部另加配重，一 改善下部結構受力、減輕回轉支承磨損，保證整機穩(wěn)定性。 圖（5） 由上圖可知，布置的原則是左右對稱，質量盡量均衡，較重的部件應該盡量靠近轉 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 13 頁 裝 訂 線 臺尾部，此外還要考慮各個裝置工作上的協(xié)調，司機維修使用方便等。 有時轉臺布置受結構尺寸限制，重心偏離縱軸線，致使左右履帶接地比壓不等， 影響行走架結構強度和行駛性能。一般可通過調整配重重心來解決，如下圖所示 圖（6） 圖中 x 為轉臺重心偏離縱軸線值，x 為配重重心偏離縱軸線值。對縱軸線取力矩平 衡可求得 x. 確定配重的原則

24、應使重載大幅度時轉臺上部合力 F 的偏心距 與空載小幅 度時合力 的偏心距 大致相等，如圖所示。 根據(jù)國內外許多挖掘機的統(tǒng)計數(shù)據(jù)分析，認為挖掘機處于運輸狀態(tài)，斗桿 缸和鏟斗鋼全伸，動臂放低使鏟斗離地約 1m。轉臺上部連同工作裝置的重心 應通過回轉中心。由于這些部件的質量和位置已經初步確定，配重 即可由下 式求得。 = 5 g 5 44332211 l lglglglg 式中 g1、g2g3、g4分別為動臂、斗桿、鏟斗及轉臺的質量 l1 l2 l3 l4以上部件質心至回轉中心的相應距離 l5為配重 g5的質心至回轉中心的距離 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 14 頁 裝 訂 線 2.3

25、.2 轉臺結構強度計算 轉臺的主要承載部分是由鋼板組成抗扭和抗彎剛度極強的箱形框架結構 主梁 1，動臂和動臂鋼根部就支承在主梁的凸耳上。微型挖掘機為單耳。主 梁下有襯板和支承環(huán) 2 與回轉支承連接。左右側焊有小框架作為附加承載部 分。 轉臺屬于受力復雜的超靜定體系，初步計算時可簡化為兩個簡支梁，支承 位置是主梁軸線與回轉支承滾道中心圓的交叉點。轉臺上載荷簡化作用在主 梁上 。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 15 頁 裝 訂 線 圖（7） 另外轉臺支承處應有足夠的剛度以保證回轉支承正常運轉。 3. 工作機構設計 工作機構是履帶式挖掘機上直接實現(xiàn)鏟裝物料的裝置，它的結構和性能都能顯 著

26、地影響著整機的工作尺寸、性能參數(shù)、發(fā)動機功率及生產率。因此，這部分設計 是我這次設計課題的重點。 我設計的挖掘機的工作機構的基本結構如下圖所示，它由鏟斗 1、動臂 2、連桿 3、搖桿 4、轉斗油缸 5、舉臂油缸 6 等組成。整個工作機構鉸接在車架 7 上。 圖（8） 3.1 裝載工作對工作機構設計的要求 3.1.1 履帶式裝載機工作過程 履帶式裝載機是一種裝運卸作業(yè)聯(lián)合一體的自行式機械，它的工作過程由 5 種 工作狀態(tài)或工況組成： （1）工況 1插入狀態(tài) 動臂下放，鏟斗放置地面，斗尖觸地，鏟斗前壁對地面呈 3 度到 5 度前傾角； 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 16 頁 裝 訂 線

27、 開動挖掘機，鏟斗借助機器的牽引力插入料堆。 （2）工況 2鏟裝狀態(tài) 工況 1 以后，轉動鏟斗，鏟運物料，待鏟斗口翻轉至水平位置為止。 （3）工況 3重載運輸狀態(tài) 舉升動臂，將工況 2 之鏟斗升高到適當位置（以斗底離地的位置不小于最小允 許距離為準） ，然后驅動挖掘機，載重駛向卸載點。 （4）工況 4卸載狀態(tài) 在卸載點，舉生動臂使鏟斗至卸載位置，翻轉鏟斗，向運輸車或固定料廠卸載； 卸畢，下放動臂，使鏟斗恢復到運輸狀態(tài)。 （5）工況 5空載運輸狀態(tài) 卸載結束后，挖掘機由卸載點空載返回裝載點。 3.1.2 履帶式挖掘機工作機構設計要求 （1）生產率高 （2）插入和鏟取能力大，能耗??； （3）結構和

28、工作尺寸適應生產條件需要； （4）零部件受力狀態(tài)良好，強度和壽命合理； （5）結構簡單緊湊，制造維修容易，操作使用方便； （6）合理選取鏟斗的結構和尺寸，以減小工作阻力，達到滿載卸凈、運輸平穩(wěn)； （7）鏟斗由工況 2 被舉升到最高卸載位置的過程中，為避免鏟斗中物料散出，鏟 斗應作“平移運動” ； （8） 保證必要的卸載角、卸載高度和卸載距離 （9） 鏟斗能夠自動平放 （10）盡量減小工作機構的前懸（工作機構重心到整機重心的距離） 、長度和高度， 以提高挖掘機在各種工況下的穩(wěn)定性和司機的視野 3.2 履帶式挖掘機工作機構類型的綜合分析和選用 綜合國內外履帶式挖掘機工作機構的形式，主要有 7 種類

29、型的連桿機構，按構 件數(shù)不同可分為三桿、四桿、五桿、六桿、八桿連桿機構；按輸入和輸出桿是 否相同，又可分為正轉（同向）和反轉（反向）連桿機構。 3.2.1 正轉八桿機構 這種機構在轉痘油缸大腔進油時轉痘鏟取，鏟取力較大；各構件尺寸設 計合理時，鏟斗能獲得較好的舉升平動性能，連桿系統(tǒng)傳動比較大，鏟斗能 獲得較大的卸載角和卸載速度，因此卸載干凈、速度快；因而傳動比大，還 可以適當減小連桿系統(tǒng)尺寸，因而可以改善司機視野。 這種機構的主要缺點是結構復雜，不能實現(xiàn)鏟斗自動放平。 3.2.2 轉斗油缸前置式正轉六桿結構 轉斗油缸與鏟斗和搖臂直接連接，易于設計成兩個平行四桿結構，鏟斗 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計

30、說明書 共 頁 第 17 頁 裝 訂 線 平動性能極佳；結構比八桿機構簡單；司機視野較好。這種機構缺點是轉斗 時油缸小腔進油，鏟取力相對較??；連桿系統(tǒng)傳動比小，使得轉斗油缸活塞 行程大、油缸加長、卸載速度不如八缸機構；由于轉斗油缸前置，使工作機 構前懸增大，影響整機穩(wěn)定性和行使的平穩(wěn)性；也不能實現(xiàn)鏟斗的自動放平。 3.2.3 轉斗油缸后置式正轉六桿機構 它與前者油缸前置式相比，前懸較小、傳動比較大、活塞行程較短；有可能將 動臂、轉斗油缸、搖臂和連桿的中心線設計在同一平面內，從而簡化了結構，改善 了動臂和鉸銷的的受力狀態(tài)。缺點是轉斗油缸與車架的鉸接點位置較高，影響司機 視野。其他同前置式。 3.

31、2.4 轉斗油缸后置式反轉六桿機構 這種機構有兩大優(yōu)點： 1）轉斗油缸大腔進油時轉斗，并且連桿系數(shù)的倍力系數(shù)能設計成較大值， 所以可獲得相當大的鏟取力； 2）恰當?shù)倪x擇各構件尺寸，不僅能得到良好的鏟斗平動性能，而且可以 實現(xiàn)鏟斗的自動放平。這是其他六種工作機構所望塵莫及的。 此外，結構十分緊湊前懸小，司機視野好也是這種機構的特點。 缺點是搖臂和連桿布置在鏟斗與前橋之間的狹窄部位，容易發(fā)生構件相互干擾， 設計時需特別精心。 3.2.5 正轉四桿機構 它是 7 種連桿機構形式中最簡單的一種；很易設計成鏟斗舉升平動；前懸較小。 缺點是轉斗時油缸小腔進油；油缸輸出力小，又因連桿系統(tǒng)倍力系數(shù)難以設計出較

32、 大值，所以鏟取力相對較小，這種結構傳動比不易得到較大值，所以轉斗油缸活塞 行程大、油缸長；此外，在鏟斗卸載時，活塞桿易于底部相碰，減小了卸載角。為 避免碰撞，往往把斗底加工成凹形，因而既減小了斗容，又增加了制造困難。這種 結構也不能實現(xiàn)鏟斗自動平放。 3.2.6 正轉五桿機構 這種結構在活塞桿和鏟斗之間加了一根短連桿，從而使四桿機構變成了五桿機 構。當鏟斗端平時，短連桿與活塞桿靠油缸拉力和鏟斗重力拉成一條線，如同一桿； 而鏟斗卸載時，短連桿能相對活塞桿轉動，避免了活塞桿與斗底相碰。 其缺點與四桿機構相同。 3.2.7 動臂可伸縮式三桿機構 它的最大特點是動臂可借助油缸進行伸縮。這種結構的鏟斗

33、插入工況是依靠動 臂伸出實現(xiàn)的，它解決了靠機器人行走時插入易使輪胎嚴重磨損的問題；卸載時， 可伸出動臂，以獲取較大的卸載高度和卸載距離，而運輸工況時，可縮回動臂，以 減小前懸，從而提高行使的穩(wěn)定性。 這種結構的缺點是，既不能實現(xiàn)鏟斗平動，又不能實現(xiàn)鏟斗的自動平放；結構 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 18 頁 裝 訂 線 比較復雜。 綜上分析可知，反轉六桿工作機構能比較全面地滿足轉載工作要求，所以我所 設計的微型挖掘機就采用了這種工作機構。 3.3 鏟斗設計 鏟斗是工作機構的主要組成部分，一般用鋼板焊接而成。 由于鏟斗直接與物料接觸，是裝運卸的工具和容器，所以它的外型、各部分構 件、

34、幾何尺寸、質量和強度等等，都嚴重影響著整機的生產能力、功率和效率等。 鏟斗設計的主要依據(jù)是“減小裝載工作阻力，滿足生產率需要” 。同時要做到 各種工況下不易撒料，耐磨、抗沖擊、強度好。 3.3.1 斗容的計算 因為本人設計的是井下微型挖掘機，所以其工作對象主要是礦巖，其松散體 容重一般為 2t/m3左右，參照機械工業(yè)出版社出版的礦山裝載機械設計可知 Vr=0.5mr Vr鏟斗額定斗容 Mr鏟斗額定載重量 由于設計任務書中給定的是微型挖掘機的額定載荷為 3KN，根據(jù)公式： F=mg m=300Kg g F 10 3000 故 Vr=0.5*300=150 故額定斗容為 0.15m3 選取標準斗容

35、為 0.12m3的鏟斗，如下圖所示 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 19 頁 裝 訂 線 圖（9） 3.4 工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)設計 3.4.1 機構分析 反轉六桿工作機構的簡圖如下： 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 20 頁 裝 訂 線 圖（10） 它是由轉斗機構和動臂舉升機構兩個部分組成轉斗機構由轉斗油缸 CD、搖臂 CBE、連桿 FE、鏟斗 GF、動臂 GBA 和機架 AD 六個構件組成。實際上，它是由兩 個反轉四桿機構GFEB 和 BCDA(即圖中 GF2E2B 和 BC2DA)所串聯(lián)而成。當舉升 動臂時，若假定動臂為固定桿，則可以把機架 AD 視為輸入桿，把

36、鏟斗 GF 看成輸 出桿，由于 AD 和 GF 轉向相反，所以可以把此機構稱作反轉六桿機構。 舉升機構主要由舉臂油缸 HM 和動臂 GBA 構成。 當舉升油缸閉鎖時，啟動轉斗油缸，鏟斗將繞 G 點作定軸運動；當轉斗油缸閉 鎖，舉升油缸動作時，鏟斗將作復合運動，即一邊隨動臂對 A 點作牽連運動，同 時又相對動臂繞 G 點作相對運動。 3.4.2 設計方法 （一）因為工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)直接與整機的基本性能 和工作參數(shù)有關，所以先初步設計出整機的主要參數(shù)，然 后以其為條件，再進行連桿系統(tǒng)的尺寸設計。 整機參數(shù)可運用“回歸分析法”求得。 機重： ms= 3048.2776+2.2479mr=3

37、722.37Kg 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 21 頁 裝 訂 線 最大卸載高度： hx=191.7706mr0.2468=783.67mm 最小卸載距離： lx=499+0.075mr=521.5mm 最大鏟取力： Fsh0=23751.87+14.356mr=28058.67N （二）若將反轉六桿機構放置到直角坐標系中，只要確定了某一 典型工況的九個鉸接點和的坐標，則即可求得工作機構連 桿系統(tǒng)中各構件的尺寸參數(shù)。 3.4.3 尺寸參數(shù)設計的圖解法 （）動臂與鏟斗、搖臂、機架的三個鉸接點 G、B、A 的確定 1確定坐標系 如圖所示：先在坐標紙上選取直角坐標系 XOY，并選定比例

38、尺寸 圖（11） 2畫鏟斗圖 把已經設計好的鏟斗橫截面外輪廓按比例畫在 XOY 坐標系里，斗尖對準坐標 原點 O，斗前臂與 X 軸呈 35前傾角。此時是鏟斗插入堆料時的位置，即工況 1 3確定動臂與鏟斗的鉸接點 G 由于 G 點的坐標值越小，轉斗鏟取力久越大，所以 G 點靠近 O 點是有利的， 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 22 頁 裝 訂 線 但它受斗底和最小離地高度的限制，不能隨意減??；而 G 點的 Y 坐標值增大，鏟斗 在堆料中的鏟取面積增大，裝的物料多，但這樣就縮小了 G 點與連桿鏟斗鉸接點 F 的距離，使鏟取力下降。 綜合考慮各種因素的影響，一般取 yG=250350mm

39、 之間，我取 yG=250mm 4確定動臂與機架的鉸接點 A (1)以 G 點為圓心，使鏟斗瞬時針轉動，至鏟斗口 OO 與軸平行為止，即工況 2 （2）根據(jù)算出的最大卸載高度、最小卸載距離和卸載角，畫出鏟斗在最高位置 卸載時的位置圖，即工況 4 (3) 以 G點為圓心，順時針旋轉鏟斗，使鏟斗口與 X 軸平行，即得鏟斗口被舉升到 最高位置圖（工況 3） 。 （4） 聯(lián)結 GG并作垂直平分線。因為 G 和 G點在以 A 點為圓心，動臂 AG 長為 半徑的圓弧上，所以 A 點必在 GG的垂直平分線上。 A 點的位置應該盡可能低一點，因為這樣可以提高整機工作的穩(wěn)定性，減小機器高 度，改善司機視野。 5

40、確定動臂與搖臂的鉸接點 B B 點是一個非常重要的點，它對連桿機構的傳動比、倍力系數(shù)、連桿機構的布置 及轉斗油缸的長度等都有很大的影響。根據(jù)分析和和參考，一般取 B 點在 AG 聯(lián)線 下方，并在 AG 的垂直平分線左右盡量靠近工況 2 時的鏟斗處。 （二）連桿與鏟斗和搖臂的兩個鉸接點 F、E 的確定 因為在前面 GB 兩點已經被確定，再確定 F 和 E 是為了最終確定與鏟斗相連的四桿 機構 GFEB 即 GF EB 的尺寸。 2 在確定 F、E 兩點時，既要考慮對機構運動學的要求，必須保證鏟斗在各個工況時 的轉角又得注意動力學的要求，如鏟斗在鏟裝物料時應能輸出較大的鏟取力，同時 還得防止各種機

41、構運動被破壞的現(xiàn)象。 設計方法如下： 1按雙搖桿條件設計四桿機構，令 GF 桿為最短桿，BG 桿為最長桿，則必有： GF+BGFE+BE (1) 令 GF=a, FE=b, BE=c, BG=d 將（1）不等號兩邊同除以 d，則得下式 K=+-1 (2) d b d c d a 上式各值可在下列值域選?。?K=0.9500.995 a=(0.30.5)d (3) c=(0.40.8)d 根據(jù)前面設計時所確定的幾個鉸接點的位置： 取 G(700,250) A(800,740) 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 23 頁 裝 訂 線 B(720,720) 所以 BG=d=470.4mm 2

42、2 )250720()700720( 由（1） 、 （2） 、 （3） ，取 K=0.95, a=0.4d, c=0.5d, 可得： a=188.16mm b=35705mm c=235.2mm 2確定 E 和 F 的位置 這兩個點位置的確定要綜合考慮如下四點要求：1）E 不可與前橋相碰，并由足夠的 最小離地距離；2） 工況 1 時，使 EF 桿盡量與 GF 垂直，這樣可以獲得 較大的傳動角和倍力系數(shù)；3） 工況 2 時，EF 與 GF 兩桿的夾角必須小 于 170，即傳動角不能小于 10，以免運動時發(fā)生自鎖；4） 工況 4 時，EF 與 GF 的傳動角也必須大于 10. 具體作法如下 1）初

43、選 E 點法 如圖所示，鏟斗取工況 1 以 B 點為圓心，以 BE=c 為半徑畫??；初選 E 點，使其落在 B 點右 下方的弧段上；再分別以 E 和 G 點為圓心，以 FE=b 和 GF=a 分別為 半徑畫弧，得交點，即為 F。 用前面所說的四點要求檢驗所得的四桿機構 GFEB，若不滿足，可調 整 E 點位置，重復上述步驟，直至滿意為止。 圖（12） （三）轉斗油缸與搖臂和機架的鉸接 C 點 D 和的確定 如果 C 和 D 點的位置確定了，也就確定了與機架聯(lián)結的四桿機構 BCDA 的尺寸，C 和 D 的布置直接影響到鏟斗舉升平動和自動放平 性能，對鏟取力和動臂舉升阻力矩的影響都比較大。 （1）

44、確定 C 點 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 24 頁 裝 訂 線 從力的傳遞效果出發(fā)，可知，顯然使搖臂 BC 段長一些有利，這可 以增大轉斗油缸作用力臂，使鏟取力相應增加。但加長 BC 段，必 將減小鏟斗與搖臂的轉角比，造成鏟斗轉角難以滿足各個工況的 要求，并且使轉斗油缸行程過長。因此，可?。?BC (0. 71.0)BE 因為 BE=c=235.2mm 所以 BC 188.16mm C 點一般取在 B 點左上方，BC 與 BE 夾角（即搖桿折角） ，可取 180， 并使工況 1 時搖臂 BC 與轉斗油缸 CD 趨130CBE 近垂直，C 點運動不得與鏟斗干擾，其高度不能影響司機視

45、野。 （2）確定 D 點 轉斗油缸與機架的鉸接點 D，是依據(jù)鏟斗由工況 2 舉升到工況 3 過程為平動和由工況 4 下降到工況 1 時能自動平放這兩大要求來 確定的。 經過查閱一些書籍和分析研究得出：D 點設計在 A 點下方教好，這樣不 但平動性能好，而且動臂舉升時，可減小舉升外阻力矩，有利于舉升油 缸的設計。 （四）舉臂油缸與動臂和機架的鉸接點 H 及 M 的確定。 舉臂油缸的布置應該本著舉臂時工作力矩大、油缸穩(wěn)定性好、構件 互不干擾、整機穩(wěn)定性好等原則來確定。一般舉臂油缸都布置在前橋與 前后車架的鉸接點之間的狹窄空間里。 一般點選定在 AH 聯(lián)線附近或上方，并取 AH。不可能太大， 3 A

46、G 它還得受到油缸行程的控制， 取 AH= AG=166.7mm 3 1 3 1 22 )250740()700800( 考慮到聯(lián)合鏟裝（邊插入邊舉臂）工況的需要，在滿足 M 點離地高 度要求的前提下，令工況 1 時 AH 與 MH 趨于垂直。這是因為，鏟斗開 始從堆料中提升式 4 阻力矩最大，這樣，可以獲得較大的初始舉升工作 力矩。 M 點往前腳方向靠是有利的，這樣可以使舉臂油缸在動臂整個舉升 過程中，舉升工作力臂大小的變化較小，即工作力矩變化不大，避免鏟 斗舉升到最高位置時的舉升力不足，因為這時的工作力臂往往較小或是 最小。 經過上述各步作圖，整個工作機構連桿系統(tǒng)的尺寸參數(shù)即設計完畢。 安

47、徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 25 頁 裝 訂 線 3.5 工作機構的強度計算 3.5.1 零部件結構設計 工作機構各桿件長度尺寸確定以后，接著對零部件的結構進行初步設計。 零部件設計時，應盡量作到標準化、通用化及系列化，如轉斗油缸和舉臂油缸 都已經有系列產品，可以根據(jù)受力分析直接選用，這有利于產品質量的提高和制造 成本的降低。 3.5.2 確定計算強度的工況 強度計算時，根據(jù)工作機構受力最大和最危險的工況時的外載荷，對工作機構 進行受力分析和強度校核或計算。 實驗證明，履帶式挖掘機的工作機構在插入、鏟取、舉升和卸載等各種工況中， 以偏載時的聯(lián)合鏟裝即外載荷作用于鏟斗切削刃一側，鏟斗

48、一邊插入料堆最大 深度一邊舉升動臂時的受力狀態(tài)最為惡劣。 在實際裝載作業(yè)中，經?？赡艹霈F(xiàn)的惡劣工況是：鏟斗在挖掘機牽引力的作用 下，先插入料堆最大深度，與此同時，轉斗油缸動作，實現(xiàn)轉斗鏟裝物料，這時插 入阻力和鏟取阻力均達最大值，而且作用點均在鏟斗切削刃一端，即偏載時邊插入 邊轉斗工況，所以，一般對此工況下的工作機構進行強度計算或校核。 3.5.3 外載荷計算 如下圖所示，挖掘機鏟裝工作時，斗尖上可能產生的最大（極限）插入阻力和 最大（極限）鏟取阻力分別為 Fin和 Fsh。 圖（13） 最大插入阻力的計算 Fin=9.8k1k2k3k4BL-1.25 式中 Fin鏟斗插入阻力，F(xiàn)in為 N

49、安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 26 頁 裝 訂 線 k1物料的塊度與松散程度系數(shù) K2物料的性質系數(shù) K3物料堆高系數(shù) K4鏟斗的斗形系數(shù) B鏟斗寬度,B為 cm L鏟斗一次插入深度，L為 cm 取 k1=1, K2=0.14, K3=1, K4=1.2,B=73.2cm,L=20cm 則 Fin=5097.2N （一） 最大鏟取阻力 Fsh的計算 Fsh可用整機參數(shù)初步設計時所確定的最大鏟取力代替 Fsh=28058.67N 四、工作機構各構件受力分析 （一） 正載邊插入邊鏟取工況時的受力分析 如下圖所示： 圖（14） 把工作機構解體，分解成鏟斗、連桿、搖臂、動臂、轉斗油缸和舉臂

50、油缸等分離體。 在鏟斗斗尖取外力 Fx=和 Fy= 2 in F 2 sh F 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 27 頁 裝 訂 線 連桿、轉斗油缸和舉臂油缸可以看成二力桿 對圖（14）中的（1） ，運用平面力系平衡原理可得： FFsin20+Fy+FGy=0 (1) FFcos20+Fx+FGx=0 (2) FF 100+FGy700= FGx250 （3） 聯(lián)立（1） 、 （2） 、 （3）即可求得： FF=9587303N FGy=-46792.4N FGx=-92669.4N 對于圖（14）中的（2） ，運用平面力系平衡原理可得： FE=FF=-95873.3 對于圖（14）

51、中的（3） ，運用平面力系平衡原理可得： Fc+FBx=FESin70 (1) FBy=FE Sin20 (2) 先計算 C 點的受力，取工況 1 時鏟斗、連桿和搖臂為研究對象，用圖解法， 如下圖所示： 圖（15） Fc=)( 1 21Ksh GKFKa n 式中 n轉斗油缸個數(shù) 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 28 頁 裝 訂 線 a各鉸銷摩擦損失系數(shù)，可取 a=1.151.25； Fc鉸接點 C 的約束反力; GK鏟斗自重力； K1K2倍力系數(shù)。這里 K1=,K2= 31 42 ll ll 31 52 ll ll 查閱單斗挖掘機基本參數(shù)表，可知，標準斗容為 0.12m3的整 機質

52、量為 4t,其各部分重力公式為： GKG Gii KGi為各部分重力系數(shù)，查表可得正鏟的 KGi范圍是 0.170.22 平均值為 0.20 計算鏟斗質量： GK=0.20400000.1=800N =BCSin70=188.160.89=167.65mm 1 l l2=235.2mm l4=700mm 取 l5=350mm 由前面所確定的 F 點的位置可算得： l3=180mm Fdg=Fc=)800 18065.167 350 2 . 235 67.28058 18065.167 700 2 . 235 (2 . 1 1 1 =183724N 聯(lián)立（1） 、 （2）可得： FBX=-931

53、32.6N FBY=-32790.6N FB=N 3 . 99208 22 BYBX FF 3.6 轉斗油缸及舉臂油缸的設計計算 轉斗油缸和舉臂油缸的設計主要根據(jù)工作機構所需最大鏟取力和最大舉升力來進 行 3.6.1 最大鏟取力 Fsh0和轉斗油缸所需輸出力 Fdg的確定 （一）Fsh0的計算 Fsh0是裝載機的主要性能指標之一，F(xiàn)sh0應該能克服最大鏟取力 Fsh的作用。 =28058.67N shsh FF 0 （二）Fdg的確定 Fdg=183724N 3.6.2 最大舉升載荷 mmax最大舉升力 Fj舉臂油缸所需輸出力 Fbg的確定 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 29 頁

54、裝 訂 線 （一）確定 mmax mmax=1.7mr=1.7300=540Kg (二)確定 FJ 舉起 mmas所需的舉臂油缸的輸出力叫最大舉升力。它不僅要滿足 mmax的需要， 而且應該滿足工作機構正載聯(lián)合鏟取時需要。 正載聯(lián)合鏟取時，F(xiàn)j的計算如圖 圖（16） 對整個工作裝置研究，對 A 取矩，即可算得 FJ。 根據(jù)平面力系力矩平衡，可得取AGAH 3 1 AH=166.7mm 即 a=166.7mm c=XA=800mm b=YA=740mm d 取 720mm Fsh=28058.67N Fin=5097.2N 動臂的重量 G 由公式 Gi=KGiG 可算得 G=0.2400010=

55、2000N FJ166.7=28058.678800+5097.2740+2000720=165920N （4）計算舉臂油缸所需輸出力 Fbg Fbg= J aF n 1 式中 n舉臂油缸個數(shù)； a摩擦損失系數(shù)，一般取 a=1.25 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計說明書 共 頁 第 30 頁 裝 訂 線 Fbg=207400N16592025 . 1 1 1 3.6.3 油缸結構設計 （一） 轉斗油缸的設計計算 液壓缸的類型：選用雙作用液壓缸 液壓缸的安裝方式：頭部耳環(huán) 液壓缸主要幾何尺寸的計算： 液壓缸的主要幾何尺寸包括液壓缸的內徑 D、活塞桿的直徑 d 和液壓缸行程 s。 （1） 液壓缸內徑的計算 根據(jù)載荷力的大小和所選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內徑 D D= P F 2 1057 . 3 式中：D液壓缸內徑（m