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機械工程學院畢業(yè)設計
引 言
挖掘機在國民經濟建設的許多行業(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。
隨著我國基礎設施建設的深入和在建設中挖掘機的廣泛應用，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。
反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置是一個較復雜的空間機構，國內外對其運動分析、機構和結構參數(shù)優(yōu)化設計方面都作了較深入的研究，具體的設計特別是中型挖掘機的設計已經趨于成熟。關于反鏟式單斗液壓挖掘機的相關文獻也很多，這些文獻從不同側面對工作裝置的設計進行了論述。而筆者的設計知識和水平還只是一個學步的孩子，進行本課題的設計是為對挖掘機的工作裝置設計有一些大體的認識，掌握實際工程設計的流程、方法，鞏固所學的知識和提高設計能力。
一、緒論
(一）國內外研究狀況
當前，國際上挖掘機的生產正向大型化、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、新工藝、新結構和新材料，加快了向標準化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經形成了挖掘機的系列化生產，近年來還開發(fā)了許多新產品，引進了國外的一些先進的生產率較高的挖掘機型號。
由于使用性能、技術指標和經濟指標上的優(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。
3、不斷提高可靠性和使用壽命。
4、工作裝置結構不斷改進，工作范圍不斷擴大。
5、由內燃機驅動向電力驅動發(fā)展。
6、液壓系統(tǒng)不斷改進，液壓元件不斷更新。
7、應用微電子、氣、液等機電一體化綜合技術。
8、增大鏟斗容量，加大功率，提高生產效率。
9、人機工程學在設計中的充分利用。
（二）論文構成及研究內容
本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機構組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內容包括以下五部分:
1、 挖機工作裝置的總體設計。
2、 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。
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構設計。
5、 銷軸的設計及螺栓等標準件進行選型。
二、總體方案設計
（一）工作裝置構成
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、相應的三組液壓缸1, 4,10等組成。動臂下鉸點鉸接在轉臺上，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動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉動，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動。
挖掘作業(yè)時，接通回轉馬達、轉動轉臺，使工作裝置轉到挖掘位置，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，隨即接通回轉馬達，使工作裝置轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作裝置再轉至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。
在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、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構，鏟斗是由厚度薄的鋼板焊接而成。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。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組成的具有三自由度的六桿機構，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 工作裝置結構簡圖
1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸
圖2.3 工作裝置結構簡化圖
挖掘機的工作裝置經上面的簡化后實質是一組平面連桿機構，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。
(二）動臂及斗桿的結構形式
動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在小型挖掘機中應用較為廣泛。其結構簡單、價廉，剛度相同時結構重量較組合式動臂輕，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。在本設計中由于不需要調節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。
（三）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（即動臂與轉臺的鉸點）設在轉臺回轉中心之前并稍高于轉臺平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。大部分中小型液壓挖掘機以反鏟作業(yè)為主，常采用動臂支點靠前布置的方案。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體下底板的凸緣上，雖然這樣會影響動臂的下降幅度，但不會削弱動臂的結構強度，而且使動臂的受力更加合理。對于斗容量為0.25 m3的小型液壓挖掘機，單只動臂液壓缸即可滿足工作要求。具體結構如圖2.2所示。
（四）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角，改善了機構的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2.4所示。
2
3
3
1-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗
圖2.4 鏟斗連接布置示意圖
（五）鏟斗的結構選擇
鏟斗結構形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機的作業(yè)效果影響很大，合適的鏟斗應滿足以下要求：
1、有利于物料的自由流動。鏟斗內壁不宜設置橫向凸緣、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。
2、要使物料易于卸盡。
3、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大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質。
綜上考慮，選用小型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖2.5所示。
圖2.5 鏟斗
斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結構示意圖如2.6所示。
1-卡銷 ；2 –橡膠卡銷；3 –齒座； 4–斗齒
圖2.6 卡銷式斗齒結構示意圖
(六) 原始幾何參數(shù)的確定
1、動臂與斗桿的長度比K1
由于所設計的挖掘機適用性較強，作業(yè)對象明確，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?？紤]到K1值大，工作裝置結構重心離機體近。初步選取K1=2，即l1 / l2=2。
2、鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇
斗容量在任務書中已經給出：q =0.25 m3
按經驗公式和比擬法初選：l3=900mm，鏟斗平均寬度B=800mm，鏟斗切削半徑R= l3=900mm,鏟斗裝滿轉角。
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。初選動臂油缸內徑D1=125mm，活塞桿的直徑d1=80mm。斗桿油缸的內徑D2=90mm，活塞桿的直徑d2=63mm。鏟斗油缸的內徑D3=100mm，活塞桿的直徑d3=70mm。按經驗公式初選各油缸全伸長度與全縮長度之比：λ1=λ2=λ3=1.6。參照任務書的要求選擇工作裝置液壓系統(tǒng)的工作壓力P=20MPa，閉鎖壓力Pg=21MPa。
三、工作裝置運動學分析
（一） 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
動臂擺角φ1是L1的函數(shù)。動臂上任意一點在任一時刻的坐標值也都是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：
(3-1)
圖3.2 F、C點坐標計算簡圖
在三角形BCF中：
(3-2)
由圖3.2所示的幾何關系，可得到α21的表達式：
(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×cosα21
YF = l30+l1×sinα21 (3-4)
C點的坐標為
YC = YA+l5×sinα11 (3-5)
動臂油缸的力臂e1
(3-6)
顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5
(二）斗桿的運動分析
如下圖3.3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； θ2-斗桿擺角.
圖3.3 斗桿機構擺角計算簡圖
在三角形DEF中
(3-7)
由上圖的幾何關系知斗桿相對于動臂的擺角范圍φ2max
φ2max =θ2 max-θ2min (3-8)
則斗桿的作用力臂
(3-9)
顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9，此時。
（三）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3-4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。
圖3.4 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖
1、鏟斗連桿機構傳動比i
利用圖3.4，可以求得以下參數(shù)：
在三角形HGN中
α32 = ∠GMN = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 (3-10)
在三角形HNQ中
(3-11)
在三角形QHK中
(3-12)
在四邊形KHNQ中
∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-13)
鏟斗油缸對N點的作用力臂r1
(3-14)
連桿HK對N點的作用力臂r2
r2 = l13×Sin ∠NHK
連桿HK對Q點的作用力臂r3
(3-15)
連桿機構的總傳動比i
(3-16)
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。
2、鏟斗相對于斗桿的擺角φ3
鏟斗的瞬時位置轉角為
(3-17)
其中，在三角形NFQ中
(3-18)
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角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的擺角范圍:
φ3 = θ3max-θ3min (3-19)
3、斗齒尖運動分析
見圖3.5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)推導如下:
由F點知：
α32= ∠CFQ= 2 π – α3 – α4 – α6 – θ2 (3-20)
在三角形CDF中：∠DCF由后面的設計確定，在∠DCF確定后則有：
(3-21)
(3-22)
(3-23)
在三角形DEF中
圖3.5 齒尖坐標方程推導簡圖1
則可以得斗桿瞬間轉角θ2
(3-24)
α4、α6在設計畫圖中確定。
由三角形CFN知：
l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×cosα32×l16×l1） (3-25)
由三角形CFQ知：
l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×cosα32×l2×l1） (3-26)
由Q點知：
α35= ∠CQV= 2π – α33 – α24 – α10 (3-27)
在三角形CFQ中：
(3-28)
在三角形NHQ中：
(3-29)
在三角形HKQ中：
(3-30)
在四邊形HNQK：
∠NQH =α24 + α26 (3-31)
α20 = ∠KQV，其在后面的設計中確定。
在列出以上的各線段的長度和角度之間的關系后，利用矢量坐標我們就可以得到各坐標點的值。
（四） 特殊工作位置計算
1、最大挖掘深度H1max
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3.6 最大挖掘深度計算簡圖
如圖3.6示，當動臂全縮時，F(xiàn), Q, V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 + L1 Sinα2 1min – l2 – l3
= YC + l1 Sin（θ1 – α20 – α11）– l2 – l3 (3-32)
2、最大卸載高度H3max
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
3.7 最大卸載高度計算簡圖
如圖3.7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:
(3-33)
3、水平面最大挖掘半徑R1max
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3.8 停機面最大挖掘半徑計算簡圖
如圖3.8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 (3-34)
式中：
L40 = Sqr[（L1+L2+L3）2 – 2×（L2+L3）×L1×COSα32max] (3-35)
4、最大挖掘半徑R2max
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5.1 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖
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點轉到水平面而成的。通過兩者的幾何關系，我們可計算得到：l 30 = 350mm ；l 40 = 5650mm。
5、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。
四、 挖掘阻力分析
（一）轉斗挖掘阻力計算
挖掘阻力可分為切向分力與法向分力,其中法向分力相對很小，一般為 (4-1)
(4-2)
在式(4-2)中，F(xiàn)1—— 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，這里設挖機用于Ⅲ級土壤的挖掘，取值為90；
R——鏟斗與斗桿鉸點到斗齒尖距離，即轉斗切削半徑其在前面已經初步確定，取值為90 cm；
ψmax——挖掘過程中鏟斗總轉角的一半；現(xiàn)初定總轉角為110°，則ψmax = 55°
ψ——某一挖掘位置處轉斗的瞬時轉角，
B——切削刃寬度影響系數(shù)，B = 1 + 2.6b = 1 + 2.6×0.8 = 3.08；
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——斗側壁厚影響系數(shù)，X = 1+0.03S,其中S為側壁厚度，單位為cm 。初步設計時取X = 1.15 ；
D——切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經驗統(tǒng)計和斗容量的大小選取D = 0.8 × 104N。
當時，出現(xiàn)轉斗挖掘最大切向分力，其值為：
(4-3)
將各參數(shù)代入式(4-3)得
轉斗平均挖掘阻力按平均挖掘深度下的阻力計算，平均切削厚度為
(4-4)
平均挖掘阻力為
(4-5)
將各參數(shù)代入上式得
（二）斗桿挖掘阻力計算
斗桿在挖掘過程中總轉角一般為，現(xiàn)取。斗齒尖的行程實際上是斗桿轉角所對應的弧長，根據(jù)經驗公式有
（4-6）
—斗桿挖掘時切削半徑，斗桿與動臂鉸點至斗齒尖距離，單位m
斗桿挖掘時切削厚度按如下公式計算
（4-7）
q—鏟斗容量，B—鏟斗切削寬度m
斗桿挖掘阻力計算公式如下：
（4-8）
式（4-8）中為挖掘阻力比，由附表0—10查得，對于Ⅲ級土取,對于，初步設計時取,將各參數(shù)代入式（4-8）得
取整為，斗桿挖掘阻力比轉斗挖掘阻力要小一些，這是由于斗桿挖掘行程較長，切削厚度較小的緣故。
五、基本尺寸的確定
（一）斗形參數(shù)的確定
斗容量q ：在設計任務書中已給出q = 0.25 m3
平均斗寬B：在設計任務書中已給出B = 0.8 m
挖掘半徑R：按經驗統(tǒng)計和參考同斗容的其它型號的機械，初選R = 900mm
轉斗挖掘裝滿轉角（2φ）：R、B及2φ三者與q之間有以幾何關系
q = 0.5 × R2B（2φ-Sin2φ）KS
在上式中：KS為土壤的松散系數(shù)，近似取值為1.25。將q = 0.25 m3和B = 0.8m代入上式有：
鏟斗兩個鉸點K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。?
l24太大將影響機構的傳動特性，太小則影響鏟斗的結構剛度[3]，一般取特性參數(shù)。初選特性參數(shù)k2 = 0.3。
一般取。由于鏟斗的轉角較大，而k2的取值較小，故初選。
(二）動臂機構參數(shù)的選擇
1、α1與A點坐標的選取
初選動臂彎角。
由經驗統(tǒng)計和參考其它同斗容機型，初選特性參數(shù)k3 = 1.65（k3 = L42/L41）
鉸點A坐標的選擇：
由底盤和轉臺結構，并結合同斗容其它機型的測繪，初選：
XA = 560 mm ；YA = 700mm
2、 l1與l 2的選擇
經統(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半徑R1、已初步選定的l3和k1，結合如下經驗公式：
；
式中： l1為動臂長， l 2為斗桿長，k1為動臂斗桿長度比
將各參數(shù)代入上式得：
；
3、 l41與l42的計算
如圖5.1所示，在三角形CZF中：
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5.1 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖
l42 = k3×l41 = 1.65×1407 = 2321 mm
4、l5的計算
對于以反鏟為主的通用挖掘機要適當考慮其他的換用裝置（如正鏟、起重等），而且要求在地面以上作業(yè)時能有足夠的提升力矩，故初取k4 = 0.85
α11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。
斗桿液壓油缸全縮時，∠CFQ =α32 – α8最大，根據(jù)經驗統(tǒng)計和便于計算，初選
（α32 – α8）max = 。
由于采用單動臂液壓缸，因此∠BCZ的取值較大，初取∠BCZ =
如上圖5.1所示，在三角形CZF中：
∠ZCF = π – α1 – α39 = - - =
∠BCF = α2 =∠ZCF -∠ZCB
由式（3-33）和式（3-34）有
H3max = YC+ l1 Sin（θ1 – α20 – α11）– l2 – l3 (5-1)
= YA+ l5 Sinα11+ l1 Sin（θ1max– α2– α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 max – α11 – α8 – α2 – 180）– l3
H1max = l2 + l3 + l1 Sin（α11 – θ1min+ α2）– l5 Sinα11 – YA ) (5-2)
由式（5-1）、（5-2）有：
H1max + H3max = l1 Sin（θ1max – α2 – α11）+ l2 Sin（θ1max+ α32 max – α11– α8– α2– 180）+ l1 Sin（α11 – θ1min+ α2）+ l2 (5-3)
令 A = α2+ α11 = + =
B = A + （α32 – α8）max = +（）=
將A、B的值代入式（5-3）中有
H1max + H3max –l1 [ Sin（θ1max –）– Sin（θ1min –）] + l2 Sin [（θ1max +）–1]=0 又由特性參數(shù) (5-4)
則有 Sinθ1min = Sinθ1max ÷λ1 k4
= Sinθ1max÷1.36 (5-5)
(5-6)
將式（5-5）、式（5-6）代入到式（5-4）中得
3500+3600-3400×[Sin（θ1max –）– Sin（θ1min –）]+l2[Sin（θ1max +）–1] = 0
解之： θ1max = ； θ1min =
由式(5-2)有
H1max = l2 + l3 + l1 Sin（α11- θ1min +α2）- l5 Sinα11- YA
l5 = [l2 + l3 + l1 Sin（α11- θ1min + α2）- YA - H1max ] ÷ Sinα11
= [1700 + 900 + 3400×Sin（）- 800- 3500] ÷ Sin
= 534.3mm
θ1min與θ1max需要滿足以下條件
(5-7)
(5-8)
將θ1max 、θ1min 的值代入式（5-7）、式（5-8）中得：
ρ = 0.482 σ = 1.316
而 (5-9)
(5-10)
ρ、σ滿足5-9、5-10兩個經驗條件，說明ρ、σ的取值是可行的。
(5-11)
(5-12)
(5-13)
至此，動臂機構的各主要基本參數(shù)已初步確定。
（三） 動臂機構基本參數(shù)的校核
1、動臂機構閉鎖力的校核
由第四章的計算可知，轉斗的平均挖掘力
由圖5-2知，最大挖掘深度時的挖掘阻力力矩M1J：
M1J = （H1max + YC） (5-14)
式中，YC為C點的Y軸坐標值
將各參數(shù)代入式（5-14）得
M1J = 0.312× 105×（3.5+1.162）= 1.45×105 N.m
動臂油缸的閉鎖力F1′
F1′ = Pg×S1′ （S1′：動臂油缸小腔的作用面積）
=2.1×107×π×（62.52 – 402）×10 -6
= 1.5×105 N
最大挖掘深度工作裝置自身重力所產生的力矩MG ：
要求力矩，首先應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，由經驗統(tǒng)計，初步估計工作裝置的各部分重量如下：
動臂G1 = 223kg 斗桿G2 = 179kg
鏟斗G3 = 86kg 斗桿缸G4 = 55kg
鏟斗缸G5 = 51kg 連桿機構G6 = 17kg
動臂缸G7 = 55kg
圖5.2 最大挖掘深度計算簡圖
當處于最大挖掘深度時：
θ1 = θ1min =
由圖5.2有
MG ≈（G1/2 +G2 +G3 +G4 +G5 +G6+ G7）×10 ×l1 ×cos (5-15)
=（111.5+179 +86 +55 +51 +17+55）×10×3.4 × cos
= 1.5×104N.m
動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩（對C點的矩）：
M3 = F1′×l7 × l5 Sinθ1min ÷ l1min + MG (5-16)
= 2×1.5×1.459×105 ×0.5343×Sin40.5°÷1.109 + 1.5×104
= 1.67×105 N.m >M1J = 1.45×105 N.m
在式（5-16）中說明動臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產生的力矩略大于平均挖掘阻力力矩，滿足工作要求。
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5.3 最大挖掘半徑時工作裝置結構簡圖
為方便計算，現(xiàn)將工作裝置劃分為二個部分，動臂、動臂液壓缸和斗桿液壓缸作為一部分，該部分重量以表示GB表示；其余的工作裝置構件作為第二部分，重量以GG+D表示，于是有：
GB=G1 +G4 +G7 =223 + 55 + 55 = 333kg
GG+D =G2 +G3 +G5 +G6 = 179 + 86 + 51 + 17=333kg
按經驗公式取土的重量：
GT = (1.6 ~ 1.8) ×q×103 = 1.8×0.25 ×103 = 450kg
當處于最大挖掘半徑時，工作裝置簡圖如圖5.3所示，則有：
MZ = 9.8×[GB ×l1 /2 + GG+D（l1 + 0.7×l2）+ GT （l1 + l2 + l3 /2）]
= 9.8×[333×3.4÷2+ 333×（3.4+0.7×1.7）+ 450×（3.4+1.7-0.9÷2）]
= 0.45×105 N.m
動臂油缸的推力： F1 = P1 S1 = 2×107×π×62.52×10- 6 = 2.45×105 N
在如圖5.3所示，在三角形CAB中：
(5-17)
∠ACB =α2 +α11 +α21 (5-18)
將各參數(shù)分別代入式（5-17）和式（5-18）得
L1=1.542m
L1 e1 = AC×BC×Sin∠ACB
(5-19)
則此時動臂油缸提升力矩:
MT = F1 e1= 2.45×105×0.5054 =1.24×105 N.m ＞MZ = 0.45×105 N.m
故鏟斗處于最大挖掘半徑時動臂油缸提升力矩滿足工作要求。
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3.7，此時動臂油缸全伸，斗桿油缸全縮。
θ1 =θ1max = α32 =α32max = α2 =
α21 = θ1-（α2 + α11）
α37 = α32 -（π- α21）
則工作裝置所受重力和土的重力所產生的載荷力矩MZ′：
MZ′=
(5-20)
此時對于動臂油缸而言：
L1 = L1max =1774 mm θ1 =θ1max =
同式（5-19）的計算可求得此時的動臂油缸的力臂
此時動臂油缸的提升力矩MT可參考式（5-20）求得：
MT = F1 e1 = 20×106×π×502×10-6×0.388
= 0.61×105 N.m ＞MZ′ = 0.298×105 N.m
說明滿斗處于最大高度時,動臂提升力矩滿足工作要求。
E20
（四）斗桿機構基本參數(shù)的選擇
E2Z
D
l9
ψ2max
l8
F
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；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.
圖5.4斗桿機構基本參數(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 = F2d（l2 + l3 ）/ P2
= 2×104 ×（1700+900）×10 -3/20×106×π×452×10-6
= 409 mm (5-21)
如圖5.4所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點；E：斗桿油缸的上鉸點；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。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關系:
e20 /e2max = l9 cos(ψ2max /2)/l9 = cos (ψ2max /2) (5-22)
由5-22可知, 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 = 110°
由上圖5.43的幾何關系有:
L2min = 2×l9cSin (ψ2max/2)/(λ2-1)
= 2×409×Sin 55°/(1.6 -1)= 1116.8 mm (5-23)
L2max = L2min ×λ2
= 1116.8×1.6= 1787 mm (5-24)
l82 = L22min + l29 -2×L2min×l9×cos[(π +ψ2max)/2]
= 1116.82+ 4092 + 2×1116.8×409×cos145° (5-25)
l8 = 1470.6 mm
∠EFQ取決于結構因素和工作范圍,一般在130°～170°之間，初定∠EFQ=160°,動臂上∠DFZ也是結構尺寸,按結構因素分析,可初選∠DFZ=10°。
（五）鏟斗機構基本參數(shù)的選擇
1、轉角范圍
由最大挖掘高度H2max和最大卸載高度H3max的分析，可以得到初始轉角：
H2max-H3max = l3（Sin + 1.6） (5-26)
將各參數(shù)代入式(5-26)得：
5800-3600 = 900 ×（Sin + 1.6）， = 53°
最大轉角φ3max =∠V0QVZ，值太大會使斗齒平均挖掘力降低，常在150°～180°之間選取，初選φ3max = 163°。
K
l29
2、鏟斗機構其它基本參數(shù)的計算G
L3
M
l24
l12
F
N
Q
l21
l2
V
l3
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.
圖5.5鏟斗機構計算簡圖
在圖5.5中有：
l24 = KQ = k2 l3 = 0.3×900 = 270mm
L3max 與L3min 的確定：
由第四章的計算可知轉斗平均挖掘阻力
挖掘阻力F1P所做的W1p
(5-27)
由圖5-5，鏟斗油缸推力所做的功W3：
W3 = F3 （λ3-1）L3min
= 20×106×π×502×10-6×0.6×L3min (5-28)
由功的守恒知鏟斗油缸推力所做的功W3 應該等于鏟斗挖掘阻力所做的功W1p：
即W3 = W1p (5-29)
將5-27、5-28式代入5-29中計算可得：
L3min = 849mm 圓整為850mm
則L3max =λ3 L3min =1360mm
剩余未選定的基本尺寸大部分為連桿機構尺寸，其應滿足以下幾個條件：
1）挖掘力的要求：鏟斗油缸的挖掘力應與轉斗最大挖掘阻力相適應，當斗齒尖處于V1時，斗桿油缸的理論挖掘力應不低于最大挖掘阻力的80% 。 即PD0≥80% PD0max；當處于最大理論挖掘力位置時∠V1QV應為30°。
2）幾何相容。必須保證鏟斗六連桿機構在l3全行程中任一瞬時都不會被破壞，即保證△GFN、△GHN以及四邊形HNQK在任何瞬時皆成立。
3）l3全行程中機構都不應出現(xiàn)死點，且傳動角應當在允許的范圍內。
根據(jù)以上三個方面的要求，通過經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 = 352mm； HN = 407mm；
NQ = 300mm； FN = l2-NQ = 1400mm； GF =432mm；
預選∠GFN = 60°
則 GN 2 = FN 2 + GF 2 – 2×COS∠GFN×FN×GF
GN = 1242mm
至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。
六、 工作裝置結構設計
整個工作裝置由動臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機構組成，要確定這些構件的結構尺寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定構件最不利的工況，并找到在該工況下的危險截面，以作為受力分析的依據(jù)。但構件在不利的工況下危險截面往往不止一個，這就需要分別計算出各危險截面尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最終的尺寸。
（一）斗桿的結構設計
1、斗桿的受力分析
斗桿主要受到彎矩的作用，因此要找出斗桿中的最大彎矩進行設計計算。根據(jù)受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產生最大彎矩的工況滿足以下條件：
1)動臂處于最低位置。即動臂油缸全縮。
2)斗桿油缸的力臂最大。
3)鏟斗齒尖在動臂與斗桿鉸點和斗桿與鏟斗鉸點的連線上。
4)側齒挖掘時受到側向力Wk的作用。
在這個工況下斗桿會存在最大彎矩，受到的應力也會最大。
該工況的具體簡圖如圖6.1所示。取工作裝置為研究對象，如圖6.2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、側向阻力W3。
V
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6.1 斗桿危險工況時的工作裝置簡圖
F
N
Q
Pd
W1
H
K
W2
G3
HK-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6.2 鏟斗受力分析簡圖
當動臂油缸全縮時，通過前面的章節(jié)可以得出α21 = 45°，由圖6.1可知CF的向量可以表示為：
FC = 3400[COS（180-45）+Sin（180-45）]
= 3400（COS135+Sin135）
由前面的章節(jié)計算結果知：∠ZFC =27°，并初選DF = 1470mm。
在△DEF中
∠DEF = 90°
COS∠EFD = EF/DF = 409/1470
解得∠EFD = 73.8°
在□CDEF中
∠EFC = ∠ZFC+∠DFZ+∠EFD
= 27°+10°+73.8° = 110.8°
∠EFQ在前一章節(jié)已經初定為160°
由以上的角度關系知：
FV = 2600[Cos（360°-110.8°-160°）+Sin（360°-110.8°-160°）]
= 2600（Cos 89.2°+Sin89.2°） （6-1）
OV = OC + CF + FV （6-2）
= 1777（Cos87°+Sin87°）+3400（Cos-45°+Sin-45°）+
2600（Cos 89.2°+Sin89.2°）
則XV = 1777Cos87° + 3400Cos（-45°） + 2600 Cos（-89.2°）
= 1542 mm （6-3）
由（3-16）式可i= 0.336
則可得此時鏟斗的理論挖掘力：
F0D =F D i =1.65×105×0.61 =1.0×105 N
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′= l3 Cos（-89.2°）/2=148mm
取鏟斗為研究對象，如圖6.2所示，并對Q點取矩，則有
∑MQ = 0
（F0D - W1）l3 –G3 r2′ = 0
（105- W1）×0.9-860×0.148 = 0
W1 = 105 N
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
=2.23×103×1.513 +（179+51）×10×3.068+860×2.837+
550×0.7×3.157 +170×3.068
= 0.76×105 N （6-4）
W1到C點的距離r0
r0 = l2 + l3–CFCos∠CFV （6-5）
= 1700+900-3400×Cos（360°-110.8°-160°）
= 1481mm
W2到C點的距離r1
r1 = CFSin∠CFV = 3400×Sin89.2° = 3210mm （6-6）
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 = 0
F1′ e1+ ∑MC（Gi ）- W1 r0 - W2 r1 = 0 （6-7）
將式（6-4）、（6-5）、（6-6）代入式（6-7）中解之得
W2 = 0.32×105 N
斗桿油缸作用力P2g′的求解：
FQ向量在X軸上的模值：
XFN = FQ COS(-89.2°) =1700×0.3291 = 560mm
如圖6.1所示，取斗桿（鏟斗和連桿機構）為研究對象，則有：
∑MC = 0
P2g′×EF- W1 （l2+l3）- G3（XFN +r2′）- G2XFN /2 = 0
P2g′×0.41 -105×2.6-860×（0.56+0.148）-1790×0.56/2=0
P2g′=1.31×105 N （6-8）
而此時的斗桿閉鎖力P2′=21×π×（45）2=1.34×105 N，略大于P2g′，說明閉鎖力足夠。
橫向挖掘阻力WK的求解：
橫向挖掘力WK由回轉機構的制動器所承受，即WK的最大值決定于回轉平臺的制動力矩。故要先計算出制動力矩。
地面附著力矩Mφ：Mφ = 6000×φ×G4/3 （其中φ = 0.5）
= 6000×0.55×64/3 = 1.26×105 N （6-9）
在所設計的液壓挖掘機中采用的是液壓制動，由經驗公式可求得回轉機構的最大制動力矩MB：
MB= 0.6×Mφ=0.756×105 N
WK = MB / XV = 0.756×105/2.875 = 0.26×105 N （6-10）
Q點作用力與作用力矩RQx 、RQy、MQx、MQy的求解：
取連桿機構為研究對象，如圖6.3所示，則有：G
RN
P3
N