畢業(yè)設計論文液壓挖掘機設計

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1、 摘要 隨著社會的不斷進步，改革開放的深入，我國的基礎建設項目不斷增多，對工程機械產(chǎn)品的需求量也越來越大。液壓挖掘機是工程機械的重要產(chǎn)品之一，具有較高的技術含量。而無尾式小型液壓挖掘機在我國的發(fā)展才剛剛起步，其技術還遠遠落后于國外。在參照和分析CASE系列和久保田系列小型液壓挖掘機的基礎上，設計了無尾式小型液壓挖掘機。 本文完成的主要工作有： 1)建立了液壓挖掘機主工作裝置的數(shù)學模型； 2)針對工作裝置的計算工況，建立了相關的力學模型； 3)確定了液壓挖掘機的設計方案，完成了主要參數(shù)的設計計算； 4)對主要工作裝置的鉸點和關鍵部位進行力學分析和計算； 5)建立了底盤行走系的數(shù)學

2、模型和結(jié)構模型； 6)對底盤行走系的相關部件進行的校核計算； 7)對整機的穩(wěn)定性進行了分析和研究，并對其可能發(fā)生的失穩(wěn)狀態(tài)進行校核。 關鍵詞：液壓挖掘機，主工作裝置，底盤行走系，推土鏟,挖掘裝置 Abstract With the development of the society and economy in China, many fundamental engineering projects need to be completed by the excavators. The hydraulic excavator is one of th

3、e most important construction machineries. The hydraulic excavator includes the higher technical specification, and it is very difficult to design them. But the development of the small scaled hydraulic excavator with no tail in our country just start, and the technique has been got behind with the

4、abroad far and far. In this design, the series of CASE and Kubota are followed. Main contents contained in the article are following: 1. The mathematical model of the main working equip has been established. 2. According to working condition, the correlated mechanics model of the main working equ

5、ip has been established. 3. Offering the schedule of the hydraulic excavator and the main parameters’ calculation. 4. Mechanics analyzing and the fulcrums and important components of the main working equip. 5. The mathematical model and structural model of chassis motion train has been establishe

6、d. 6. Checking and calculating the strength of the correlated components of the chassis motion train with traditional method. 7. Analyzing and researching the stability of the total machine, and checking the condition which may will stability. Keywords: Hydraulic excavator , work equipment, cha

7、ssis motion train, earth-moving shovel，dig equipment. 目錄 1 緒論 1 1.1本課題的目的和意義 1 1.2國內(nèi)外小型挖掘機的發(fā)展情況 1 1.2.1國內(nèi)小型挖掘機的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.2國外挖掘機目前水平及發(fā)展動向 2 1.3本設計研究的主要內(nèi)容 4 1.4本課題的技術難點及主要手段 4 2 總體方案構思 6 2.1基本原理及主要工藝 6 2.2主要構思方案 6 2.3本方案特點 7 3 動力系統(tǒng)的設計 8 3.1 牽引力和牽引功率的平衡 8 3.1.1機械行駛作業(yè)過程中的阻力 8 3

8、.1.2牽引工況時的牽引力平衡和牽引功率平衡 9 3.1.3運輸工況時的牽引力和牽引功率的平衡 10 3.2發(fā)動機的選型 11 3.2.1 單斗液壓挖掘機對柴油機的基本要求 11 3.2.2 發(fā)動機功率的確定 12 4 工作裝置的設計 15 4.1 工作裝置總體方案的選擇 15 4.1.1 工作裝置的總體結(jié)構 15 4.1.2動臂和斗桿結(jié)構形式的選取 16 4.2工作裝置結(jié)構尺寸的確定 17 4.2.1鏟斗參數(shù)的選擇 17 4.2.2動臂和斗桿尺寸的確定 18 4.3液壓缸的設計 20 4.3.1系統(tǒng)工作壓力的選取 20 4.3.2 液壓缸工作行程的確定 21 4

9、.4 設計的合理性分析 22 4.4.1作業(yè)尺寸的校核 22 4.4.2 挖掘力的計算 22 4.4.3 主工作裝置的強度校核 24 5 行走裝置的設計 33 5.1 行走裝置的選型 33 5.2 行走裝置的設計 34 5.2.1履帶的設計 34 5.2.2驅(qū)動輪的設計 38 5.2.3支重輪的設計 41 5.2.4托輪的設計 44 5.2.5導向輪及張緊裝置的設計 45 5.2.6行走減速機、臺車架、底架的設計 48 6 回轉(zhuǎn)機構的設計 49 6.1回轉(zhuǎn)支撐裝置類型的選擇 49 6.2回轉(zhuǎn)滾盤的計算與選型 50 6.2.1計算回轉(zhuǎn)支撐裝置的最大靜態(tài)載荷 50

10、 6.2.2確定靜態(tài)安全系數(shù) 51 6.2.3選擇滾盤型號和校核 51 6.3回轉(zhuǎn)機構傳動方式的選擇 53 7 推土鏟的設計 54 7.1推土鏟結(jié)構方案的選擇 54 7.2推土鏟結(jié)構尺寸的確定 54 7.2.1推土鏟的寬度和高度 54 7.2.2曲面板的形狀及參數(shù) 55 7.2.3 切削刃的結(jié)構和參數(shù) 57 7.2.4 頂推架的結(jié)構 57 7.2.5 推土鏟液壓缸的選取與鉸點位置的確定 57 8 整機穩(wěn)定性 60 8.1挖掘機的穩(wěn)定性 60 8.2作業(yè)穩(wěn)定性 61 9 使用與維護說明 63 9.1液壓挖掘機操作環(huán)境與使用條件 63 9.2液壓挖掘機使用要求及說明

11、 63 9.3液壓挖掘機日常的維護與說明 63 9.4液壓挖掘機的操作規(guī)程 64 9.4.1作業(yè)前的技術準備 64 9.4.2作業(yè)與行駛中的技術要求 64 9.4.3作業(yè)后的技術工作 65 9.5液壓挖掘機行走操作及注意事項 65 9.5.1液壓挖掘機行走操作及注意事項如下 65 10 結(jié)論 67 參考文獻 68 附錄：圖紙清單及編號 69 致謝 70 1 緒論 1.1本課題的目的和意義 小型多功能液壓挖掘機（以后簡稱小挖）通常指標準斗容在0.25m3以下，或指機重在8T以內(nèi)的挖掘機產(chǎn)品

12、，產(chǎn)品歸類為小型工程機械，在世界工程機械市場，屬銷量最大的工程機械產(chǎn)品之一。其主要適用場合為公路養(yǎng)護、園林綠化、小區(qū)建設、市政工程及農(nóng)田建設等。小挖機動能力強、體積小，適合于各種土方量分散、作業(yè)范圍狹窄的工況。路養(yǎng)護已經(jīng)常規(guī)化，園林綠化有序進行，小區(qū)建設工程漸增，市政工程不斷升級，農(nóng)田建設正趨向機械化，小挖的應用優(yōu)勢恰得其所地得以發(fā)揮。它與挖斗、推土鏟、液壓破碎錘等多種作業(yè)裝置配套使用后，具有挖掘、裝載、清溝、破碎等多種功能。 小型無尾液壓挖掘機的尾部長度為零，可以在狹窄地段方便的作業(yè)。受施工場地限制較少，在建筑物間、城市道路、園林綠化、挖掘溝槽等小型土方施工中比大中型挖掘機更有優(yōu)勢，即使在

13、僅靠墻根時也能方便的進行回轉(zhuǎn)和挖掘，與大型挖掘機相比，小型挖掘機設備的購買投入較少，使用成本相對較低。 由于我國目前正處于全面開展基礎設施建設階段，沿海地區(qū)正趨于基礎建設逐步完善階段，小挖應用的市場環(huán)境日益擴展并呈現(xiàn)可以預見的強勁后市，此時對小挖進行一些理論聯(lián)系實際的研究顯然具有重要的現(xiàn)實意義和長遠的指導意義。 挖掘機的動力、底盤、和主工作裝置設計的好壞很大程度上決定著挖掘機的整體性能，本課題在這些方面進行了研究。此外，為了適應挖掘機多功能化的需要，本課題還進行了附屬推土鏟的設計。 1.2國內(nèi)外小型挖掘機的發(fā)展情況 1.2.1國內(nèi)小型挖掘機的發(fā)展現(xiàn)狀 國內(nèi)挖掘機市場比裝載機等工程機械

14、起步晚，小挖則更晚。盡管近幾年小挖在國內(nèi)市場的發(fā)展速度很快，主要生產(chǎn)廠家已近20余家，市場銷量增長率很高，但仍處于啟動階段。在國內(nèi)小挖生產(chǎn)企業(yè)中，以廣西玉柴為首，山河智能、江西南特、山東臨挖、杭州軍聯(lián)等企業(yè)組成的中國小挖團隊已經(jīng)出具規(guī)模。 國內(nèi)小挖目前已形成1.5T至8T全系列產(chǎn)品，并占有國內(nèi)市場的主要份額，且略有出口。國內(nèi)小挖目前的整體技術水平處于國際二十世紀八十年代末九十年代初水平，與國外先進技術的差距主要體現(xiàn)在整機匹配、微操作性能、維修性、可靠性及外觀質(zhì)量上。 現(xiàn)階段我國的挖掘機仍處于仿制階段，缺乏自主開發(fā)能力和發(fā)掘自身優(yōu)勢的意識。目前國產(chǎn)品牌的優(yōu)勢仍主要建立在價格優(yōu)勢和服務優(yōu)勢上，

15、技術上還無法與國際先進水平相提并論。 未來的發(fā)展將在很長一段時間內(nèi)受制于兩大主要配件，一是動力，二是液壓件。國產(chǎn)動力要抗衡進口動力尚需時日，而國產(chǎn)液壓件取代進口液壓件更需巨大努力。 1.2.2國外挖掘機目前水平及發(fā)展動向 工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機生產(chǎn)較早，法國、德國、美國、俄羅斯、日本是斗容量3.5-40 m3單斗液壓挖掘機的主要生產(chǎn)國，從20世紀80年代開始生產(chǎn)特大型挖掘機。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產(chǎn)向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。 （1）開發(fā)多品種、多功能、高質(zhì)量及高效率的挖掘機。為滿足市政建設和農(nóng)田建設的需要，國外發(fā)展了斗容量在0.25m3以下的微型

16、挖掘機，最小的斗容量僅在0.01 m3。另外，數(shù)量最的的中、小型挖掘機趨向于一機多能，配備了多種工作裝置——除正鏟、反鏟外，還配備了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊鏟、集裝叉、高空作業(yè)架、鉸盤及拉鏟等，以滿足各種施工的需要。與此同時，發(fā)展專門用途的特種挖掘機，如低比壓、低嗓聲、水下專用和水陸兩用挖掘機等。 （2）迅速發(fā)展全液壓挖掘機，不斷改進和革新控制方式，使挖掘機由簡單的杠桿操縱發(fā)展到液壓操縱、氣壓操縱、液壓伺服操縱和電氣控制、無線電遙控、電子計算機綜合程序控制。在危險地區(qū)或水下作業(yè)采用無線電操縱，利用電子計算機控制接收器和激光導向相結(jié)合，實

17、現(xiàn)了挖掘機作業(yè)操縱的完全自動化。所有這一切，挖掘機的全液壓化為其奠定了基礎和創(chuàng)造了良好的前提。 （3）重視采用新技術、新工藝、新結(jié)構，加快標準化、系列化、通用化發(fā)展速度。例如，德國阿特拉斯公司生產(chǎn)的挖掘機裝有新型的發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)裝置，使挖掘機按最適合其作業(yè)要求的速度來工作；美國林肯貝爾特公司新C系列LS-5800型液壓挖掘機安裝了全自動控制液壓系統(tǒng)，可自動調(diào)節(jié)流量，避免了驅(qū)動功率的浪費。還安裝了CAPS（計算機輔助功率系統(tǒng)），提高挖掘機的作業(yè)功率，更好地發(fā)揮液壓系統(tǒng)的功能。 （4）更新設計理論，提高可靠性，延長使用壽命。美、英、日等國家推廣采用有限壽命設計理論，以替代傳統(tǒng)的無限壽命設計理論

18、和方法，并將疲勞損傷累積理論、斷裂力學、有限元法、優(yōu)化設計、電子計算機控制的電液伺服疲勞試驗技術、疲勞強度分析方法等先進技術應用于液壓挖掘機的強度研究方面，促進了產(chǎn)品的優(yōu)質(zhì)高效率和競爭力。美國提出了考核動強度的動態(tài)設計分析方法，并創(chuàng)立了預測產(chǎn)品失效和更新的的理論。日本制定了液壓挖掘機構件的強度評定程序，研制了可靠性住處處理系統(tǒng)。在上述基礎理論的指導下，借助于大量試驗，縮短了新產(chǎn)品的研究周期，加速了液壓挖掘機更新?lián)Q代的進程，并提高其可靠性和耐久性。例如，液壓挖掘機的運轉(zhuǎn)率達到85%-95%，使用壽命超過1萬小時。 （5）加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結(jié)

19、構和傾翻保護結(jié)構的駕駛室，安裝可調(diào)節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。 （6）進一步改進液壓系統(tǒng)。中、小型液壓挖掘機的液壓系統(tǒng)有向變量系統(tǒng)轉(zhuǎn)變的明顯趨勢。因為變量系統(tǒng)在油泵工作過程中，壓力減小時和增大流量來襝，使液壓泵功率保持恒定，亦即裝有變量泵的液壓挖掘機可經(jīng)常性地充分利用油泵的最大功率。當外阻力增大時則減少流量（降低速度），使挖掘力成倍增長率加；采用三回路液壓系統(tǒng)。產(chǎn)生三個互不成影響的獨立工作運動。實現(xiàn)與回轉(zhuǎn)達機械的功率匹配。將第三泵在其他工作運動上接通，成為開式回路第二個獨立的快速成運動。此外，液壓技術在挖掘機上普遍使用，為電子技術、自動控制技術在挖掘機的應用與推廣創(chuàng)造了條件。 （

20、7）迅速拓展電子化、自動化技術在挖掘機上的應用。20世紀70年代，為了節(jié)省能源消耗和減少對環(huán)境的污染，使挖掘機的操作輕便和安全作業(yè)，降低挖掘機口音，改善駕駛員工作條件，逐步在挖掘上應用電子和自動控制技術。隨著對挖掘機的工作效率、節(jié)能環(huán)保、操作輕便、安全舒適、可靠耐用等方面性能要求的提高，促使了機電一體化在挖掘機上的應用，并使其各種性能有了質(zhì)的飛躍。20世紀80年代，以微電子技術為核心的高新技術，特別是微機、微處理器、傳感器和檢測儀表在挖掘機上的應用，推動了電子控制技術在挖掘機上應用和推廣，并已成為挖掘機現(xiàn)代化的重要標志，亦即目前先進的挖掘機上設有發(fā)動機自動怠速及油門控制系統(tǒng)、功率優(yōu)化系統(tǒng)、工作

21、模式控制系統(tǒng)、監(jiān)控系統(tǒng)等電控系統(tǒng)。 總之，國外小挖目前水平與發(fā)展動向國外小挖目前水平完全可以稱之為漸趨完美、漸入佳境，其功能的可靠性，操作的流暢性和舒適性不必詳述，即使其駕駛室內(nèi)的美觀與質(zhì)感也幾可與國產(chǎn)轎車蓖美。 國外小挖目前的發(fā)展動向主要體現(xiàn)在：以一機多能為目標的多功能化；以提高操作性能為目標的智能化；以節(jié)能為目標的功率模式控制；以動態(tài)設計分析為基礎的可靠性設計；以人為本的駕駛室設計；基于微電子技術的自動監(jiān)控系統(tǒng)的發(fā)展。 1.3本設計研究的主要內(nèi)容 本次所設計的挖掘機為無尾式小型液壓挖掘機。設計的內(nèi)容為總體設計，主要包括主工作臂的設計、底盤行走系統(tǒng)的設計和推土鏟的設計?？傮w設計的優(yōu)劣

22、決定了其它零部件設計的質(zhì)量，也決定了整機的性能。合理的、全面的總體設計是整個設計任務順利完成的保證。因此，對整體設計必須從一個更高的層次出發(fā)，對整體設計必須提出更高的要求。 總體設計主要是對小型無尾液壓挖掘機進行深入地分析，并提出切實可行的方案，對整體參數(shù)、整體布局、整體結(jié)構、整機系統(tǒng)及其主要零部件進行設計計算，最后再將其建模裝配。在整體設計中，主工作裝置的設計、底盤行走系統(tǒng)的設計是最重要的，也是整機設計的關鍵所在。因為對于整個挖掘機而言，主工作裝置和底盤行走系是整個機器工作的前提和保證，它將決定整個機器的性能和質(zhì)量。主工作裝置的設計必須考慮全面，比如外形尺寸、形狀、鉸點布置、工作過程中不能

23、相互干涉、強度、剛度等等。而對于底盤行走系統(tǒng)，履帶式比輪式更加穩(wěn)定，轉(zhuǎn)彎半徑更小，接地比壓更大，附著性能更好，結(jié)構布置更加緊湊，執(zhí)行操作更加方便。此次設計的主工作裝置主要采用反鏟裝置，動臂部分主要采用整體式彎動臂，這樣有利于得到較大的挖掘深度。斗桿部分主要采用整體式直動斗桿；鏟斗部分采用道側(cè)齒的鏟斗。底盤行走系采用履帶式行走底盤，在設計底盤過程中盡量采用標準件，以便更換方便。 1.4本課題的技術難點及主要手段 對于挖掘機的整體設計，其難點是主工作裝置和底盤行走系的設計。主工作裝置是整個機器的工作部分，它直接影響到整機的工作性能。它主要由動臂、斗桿、動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸組成。對

24、于動臂、斗桿和鏟斗的外形尺寸、形狀、空間結(jié)構布局，主要是根據(jù)CASE系列及山河智能無尾式小型液壓挖掘機類比來確定，最后經(jīng)計算證明其設計也基本上滿足要求，能夠?qū)崿F(xiàn)預期目標。底盤行走系是整個機械機體的支撐，它設計的好壞直接影響到整機的穩(wěn)定性能和行使性能。對于底盤行走系，主要是由“四輪一帶”、履帶架和X型機架組成。我們經(jīng)過現(xiàn)場調(diào)研后決定采用全液壓挖掘機的底盤，即全液壓驅(qū)動、轉(zhuǎn)向和制動。全液壓可以使其工作更方便，操作也更方便，還可以快捷順利地實現(xiàn)無級變速。 這次設計所采用的主要設計手段是數(shù)值計算和計算機繪圖（包括SolidWorks和清華天河2002）等。設計方法主要采用類比法和傳統(tǒng)法。首先對整機所

25、要求達到的技術目標進行分析和設定，再對機體中具有決定作用的零部件進行正確的分析，發(fā)現(xiàn)整個設計中的技術難點和解決問題的核心，從而找到相應的解決問題的方法，最終使問題得以解決。 2 總體方案構思 2.1基本原理及主要工藝 在設計之初必須明確設計的基本工作原理。對于一般的工程機械來說，都必須包括動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、底盤行走系統(tǒng)、操作控制系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)這五大基本系統(tǒng)（見圖2-1所示）。動力系統(tǒng)主要采用的是柴油發(fā)動機，其原因是由于它具有燃料經(jīng)濟性好、工作可靠、功率大、排氣污染小等一系列優(yōu)點；工程機械的傳動系統(tǒng)主要類型包括機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動和電傳動等四種形式；底盤行走系統(tǒng)主要有輪式

26、和履帶式兩種類型，此外還有步履帶式行走機構等。操縱控制系統(tǒng)一般包括底盤操縱系統(tǒng)和工作裝置操縱系統(tǒng)兩個部分;執(zhí)行系統(tǒng)主要包括各種類型的工作裝置和機構,其類型多種多樣。只要確定了這五大基本系統(tǒng)，就可以確定基本的設計方案。 圖2.1 五大基本系統(tǒng)圖 2.2主要構思方案 根據(jù)實際調(diào)研結(jié)果，結(jié)合國內(nèi)外工程用液壓挖掘機的相關資料，經(jīng)過認真分析總結(jié)，又根據(jù)設計的要求，考慮到機械的實用性、經(jīng)濟性、生產(chǎn)等方面的因素，我們仿照CASE系列和山河智能小型液壓挖掘機的整體結(jié)構和整機系統(tǒng)，擬定構思方案如下： （1）動力系統(tǒng)采用柴油發(fā)動機； （2）傳動系統(tǒng)采用靜壓傳動

27、系統(tǒng)； （3）底盤行走系統(tǒng)采用履帶式底盤； （4）操縱控制系統(tǒng)采用全液壓控制系統(tǒng)； （5）執(zhí)行系統(tǒng)主要包括鏟斗、斗桿和動臂。動臂部分主要采用整體式彎動臂，斗桿部分主要采用整體式直動斗桿，鏟斗部分采用道側(cè)齒的鏟斗，而整個主工作裝置則采用反鏟裝置。 在此次設計當中，本人所承擔的設計任務主要是（1）、（3）、（5）這三大塊，其余設計由本組其他成員負責。 2.3本方案特點 整機結(jié)構簡單，結(jié)構緊湊。采用履帶式底盤，作業(yè)行走方便，對作業(yè)現(xiàn)場的適應能力強。可替換的鋼制履帶和橡膠履帶可使機械在不同的工況下工作（城市內(nèi)作業(yè)使用橡膠履帶，野外作業(yè)時用鋼制履帶），對場地的適應性好。另外，采用履帶式底盤結(jié)

28、構，機械的整機穩(wěn)定性好，使用全液壓驅(qū)動，可以很輕松的實現(xiàn)無級變速和自動剎車，且能夠?qū)崿F(xiàn)較大范圍的調(diào)速。采用回轉(zhuǎn)支撐可以使機器輕松實現(xiàn)360°的全方位回轉(zhuǎn)，工作能力可以得到大大的提高。采用久保田發(fā)動機，能夠在保證功率的前提下，實現(xiàn)在較小空間內(nèi)的安裝布置，使車身和轉(zhuǎn)臺不會超過設計的要求，從而滿足“無尾”的要求，實現(xiàn)作業(yè)的順利進行。 3 動力系統(tǒng)的設計 動力系統(tǒng)的設計需要計算整機的牽引力平衡和牽引功率平衡，選擇合適的柴油機，滿足功率和扭矩要求，且發(fā)動機的外形尺寸不和其它部件發(fā)生干涉。 3.1 牽引力和牽引功率的平衡 研究牽引力平衡和牽引功率平衡，是為了分析機械在行駛作業(yè)過程中，牽

29、引力是怎樣利用的以及發(fā)動機的功率是怎樣消耗的。牽引力平衡和牽引功率平衡是指機械在行駛作業(yè)過程中的任何瞬間，其牽引力平衡可以分析挖掘機的動力性能，根據(jù)牽引功率平衡可以選定挖掘機發(fā)動機的功率及分析牽引功率。 3.1.1機械行駛作業(yè)過程中的阻力 挖掘機行駛作業(yè)過程中，在底盤行走架上有以下幾種阻力： （1）滾動阻力 (KN) (3-1) 式中 ——挖掘機自重(KN)，初步設定挖掘機自重為3500kg，也3500×9.8=34.3KN； ——滾動阻力系數(shù)，根據(jù)《鏟土運輸機械》表1-1，考慮到挖掘

30、機的工作環(huán)境，取=0.07； ——坡角，根據(jù)任務書要求 =30°； 所以： (KN) 34.3×0.07×cos30°=2.08KN （2）坡度阻力（KN） =34.3×sin30°=17.15 KN （3）工作阻力（KN） （4）風阻力（KN） （5）加速阻力（KN） 3.1.2牽引工況時的牽引力平衡和牽引功率平衡 （1）牽引力的平衡 挖掘機在工作時，其切線牽引力需克服滾動阻力、坡度阻力、工作阻力、風阻力及加速阻力，即： (3-2) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 式中：——切線牽引

31、力，對于履帶式行走系： /； ——驅(qū)動力矩（）； ——履帶驅(qū)動功率， =0.96； ——驅(qū)動輪動力半徑。 由于挖掘機在進行挖掘作業(yè)時不行駛，進行推填作業(yè)時的工作阻力主要有水平切削阻力和推移阻力，由于本設計中的推土鏟主要對挖掘過的土壤進行推填，因此阻力較小，初步估計。 由于挖掘機的行走速度較慢，因此其風阻力和挖掘阻力均可忽略不計。 所以，在上式中風阻力和加速阻力均為0。 因此，挖掘機的切線牽引力 =+=2.08+17.15+12=31.58 KN 由此得出牽引工況時挖掘所需總的牽引力。由于挖掘機是履帶式，有兩個驅(qū)動輪，所以對于每個驅(qū)動輪，其切線牽引力為： =/2=31.5

32、8/2=15.79 KN 欲得到每個驅(qū)動輪上的驅(qū)動力矩，就必須知道驅(qū)動輪的動力半徑，動力半徑可以由后面的底盤行走系部分得到：320.6 mm 所以驅(qū)動輪的總的驅(qū)動力矩為： ===10.55 KNm （2）牽引功率的平衡 本設計的挖掘機有兩個工作裝置，主工作裝置和附屬推土鏟一般不會同時工作，其中主工作裝置工作時消耗的功率較大，因此，牽引功率應按主工作裝置進行計算。主工作裝置工作時，而底盤行走架是不工作的，即機械是停在原地不動的。此時機械的行使速度為0，從而驅(qū)動輪的行使速度也為0。對于此時的挖掘機，發(fā)動機的全部功率都消耗在主工作裝置上

33、。 所以，機械的驅(qū)動功率=0。 3.1.3運輸工況時的牽引力和牽引功率的平衡 挖掘機在運輸工況下沒有工作阻力，而行使速度較高，故此時風的阻力不能忽略不計。 由于沒有工作阻力，牽引力較小，故可以忽略滑轉(zhuǎn)引起的功率損失。 （1）牽引力的平衡 挖掘機切線牽引力： (3-3) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 式中 ——滾動阻力，=2.08 KN； ——坡度阻力，=17.15 KN； ——風阻力；

34、 (3-4) ——取自《工程機械底盤構造與設計》P139 其中為理論行使速度，參考山河智能SEW50H無尾式小型液壓挖掘機的行使速度設定為最大理論行使速度km/h。為機械流線型系數(shù)，通常取0.6～0.7（?/）。表示機械迎風面積，，為履帶軌距，為機械高度。參考三河智能SWE系列小型無尾液壓挖掘機的整機尺寸，結(jié)合地盤和工作裝置的尺寸，取=1200 mm；對于車高，根據(jù)機器工作范圍圖和參考三河智能SWE系列、久保田系列小型無尾液壓挖掘機，可以確定車高：=2200 mm 則 對于其加速阻力可以忽略不計。 所以其切線牽引力為： 2).牽引功率的平衡 挖掘

35、機行走時的最大理論行使速度為：Km/h 對于履帶式機械：由于在運輸工況下，較小，速度較高，所以滑轉(zhuǎn)率。 因此，挖掘機的實際行使速度 (3-5) ——參看《工程機械底盤構造與設計》P139 式中 ——滾動阻力功率，； ——克服坡道阻力功率，； ——克服加速消耗的功率，可以忽略不計，即=0； ——克服風的阻力功率， ； 所以， 也即挖掘機在運輸工況時的驅(qū)動功率為： 3.2發(fā)動機的選型 3.2.1 單斗液壓挖掘機對柴油機的基本要求 目前及今后的一

36、個相當長的時期內(nèi)，單斗液壓挖掘機的動力將仍以柴油機為主。極少采用其它原動機。因為，柴油機具有機動靈活、特性曲線硬、工作可靠，使用經(jīng)濟等優(yōu)點。 單斗液壓挖掘機所用柴油機的基本要求與汽車、拖拉機類同。但由于挖掘機工作條件更惡劣，負荷不穩(wěn)定，甚至有時超負荷工作。故柴油機的工作負荷一般應低于額定負荷。挖掘機的額定負荷與汽車、拖拉機不同，它是指在額定轉(zhuǎn)速下一小時以上的額定功率。 挖掘機工作的特點是：環(huán)境溫度變化大（經(jīng)常為±40

37、oC，有時最熱達60 oC），灰塵污物較多；負荷變化大；經(jīng)常傾斜工作，有時在斜坡上常年工作；維護保養(yǎng)條件差，工地離維修廠較遠。為此，對柴油機就提出了一些特殊要求： （1）柴油機的大維修不得低于3000～4000工作小時。 （2）燃油消耗量不得大于190克/馬力?小時。機油消耗量不應大于3～4克/馬力?小時。希望不用較稀缺的燃料和油料。 （3）結(jié)構簡單，保養(yǎng)維修方便，調(diào)整點少，備件可充分供應。 （4）低溫啟動容易。 （5）要有效能高、清洗方便、進氣阻力小的空氣濾清器及柴油、機油濾清器。保證在含灰量為2時，柴油機能正常工作。 （6）小功率的柴油機應考慮從曲軸前端、側(cè)面或分配齒輪箱均能獨

38、立地輸出全部功率。因為有些挖掘機有時有專門的轉(zhuǎn)向泵或數(shù)個泵。 （7）.在額定功率下，至少能連續(xù)工作一小時功率不下降。連續(xù)工作四小時，功率下降別的超過5%。柴油機適應性系數(shù)不得低于1.15～1.20。要裝有全程調(diào)速器。 （8）柴油機出廠應備有空氣濾清器、水或油冷卻裝置、電氣儀表、操縱機構及機罩等。同時，還應考慮添加增壓器。 3.2.2 發(fā)動機功率的確定 根據(jù)牽引工況和運輸工況的功率平衡方程式分別算出所需功率，然后取其中較大值來選擇柴油機的標定功率。 （1）牽引工況 (3-6) ——取自《鏟土運輸機械》P37 式中 ： ——機械傳動效

39、率（履帶式包括履帶驅(qū)動功率）。計算時?。狠喬ナ?0.90～0.92；履帶式=0.87～0.89； ——液力變矩器效率，計算時取，采用機械傳動時； ——液壓泵的流量,； ——液壓泵進出口壓力差,； ——液力壓泵及液壓泵驅(qū)動機構的效率，可取～。 （2）按運輸工況最高行駛速度計算 (3-7) ——參看《鏟土運輸機械》P37頁 各參數(shù)意義同前。 =45.38KW 取其最大值： 綜上分析，并考慮發(fā)動機的輔助功率

40、及功率儲備，選取廣西玉林柴油機股份有限公司生產(chǎn)的YC4108ZG型柴油機，其基本參數(shù)如下： 表3.1 YC4108ZG工程機用柴油機基本參數(shù) 名稱 技術參數(shù) 型號 YC4108ZG 型式 直列、水冷、立式、四沖程 吸氣方式 增壓 氣缸數(shù) 4 氣缸直徑活塞行程（mm） 108115 活塞排量（L） 4.214 壓縮比 17：1 標定功率(KW)/轉(zhuǎn)速(r/min) 60/2200 標定工況燃油消耗率() 230 最大扭矩（）/轉(zhuǎn)速（r/min） 340/14001600

41、最大扭矩油耗率() 220 扭矩儲備率（%） 12 調(diào)速率（%） 1012 機油牌號 夏季用40CD、15W/40CD號，冬季用30CD、10W/30CD號 冷起動性能不帶冷起動裝置（℃） -10 冷起動裝置（℃） -25 傾斜角度（°） 橫傾25，縱傾30 全負荷最大煙度（FSN） 3.0 噪聲限值dB(A) 113 凈值量(kg) 360 外形尺寸（長寬高）（mm） 690520560 4 工作裝置的設計 工作裝置的設計需根據(jù)要求確定其結(jié)構方案，進而確定其各部件的尺寸以及鉸點位置，最后還應對其作業(yè)尺寸和工作臂的強度以及挖掘力的大小進行校

42、核，確保其滿足要求。 4.1 工作裝置總體方案的選擇 總體方案的選擇主要包括工作裝置總體結(jié)構的選擇、動臂和斗桿結(jié)構形式的選擇以及各個鉸點的布置形式的選擇。 4.1.1 工作裝置的總體結(jié)構 圖4.1 工作裝置總體結(jié)構圖 1.機架 2.動臂 3.動臂油缸 4.斗桿油缸 5.斗桿 7.連桿 8搖桿 9.鏟斗 液壓反鏟工作裝置一般由動臂、斗桿、鏟斗以及動臂油缸、斗桿油缸、擦干都油缸等組成。其結(jié)構如圖4.1所示。其結(jié)構特點是各構件之間均采用鉸接連接，并通過改變各液壓缸的行程來實現(xiàn)挖掘過程的各種動作。 動臂、斗桿和鏟斗均是采用高輕度鋼板焊接而成的箱形結(jié)構，重量輕、強度

43、高。動臂2根部用用一根銷軸交接在平臺前端中部，由一只鉸接再轉(zhuǎn)臺前部的動臂液壓缸3來支撐有剛做伸縮運動，動臂則作升降運動。 斗桿5鉸接于動臂的上端，另一端鉸接著鏟斗和搖桿。斗桿的回收和伸出靠鉸接在動臂上的斗桿液壓缸4來實現(xiàn)。 鏟斗9則鉸接于斗桿末端，通過鏟斗液壓缸的伸縮來使鏟斗繞鉸點轉(zhuǎn)動。為了增大鏟斗的轉(zhuǎn)角,鏟斗液壓缸通過連桿機構(如連桿7和搖桿8等)與鏟斗連接。 工作裝置的升降可以單獨進行，亦可以和轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)同時進行，以縮短挖掘周期，加快工作速度。通常從挖掘位置到卸載位置，或從卸載位置返回挖掘位置均采用回轉(zhuǎn)和動臂升降同時進行。在反鏟作業(yè)時，可根據(jù)需要在放下動臂的同時轉(zhuǎn)動斗桿或鏟斗，卸料時，

44、也可同時轉(zhuǎn)動鏟斗和斗桿。 工作裝置的各個銷軸采用合金鋼制造，經(jīng)滲碳淬火處理，強度較高。且各個鉸點都設有油杯，用油搶注入潤滑脂潤滑。工作裝置各鉸點處均設有限位塊，以減少對油缸的沖擊。斗齒部分由赤座和斗齒組成。斗齒套在赤座上用彈性銷固定，斗齒磨損后可以更換。 4.1.2動臂和斗桿結(jié)構形式的選取 a) 動臂結(jié)構的選擇 動臂是工作裝置的主要構件，斗桿的結(jié)構一般取決于動臂的結(jié)構。反鏟裝置有直動臂和彎動臂兩種方案。 直動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，適用于專用正鏟和懸掛式挖掘機，且反鏟工作裝置使用直動臂只能得到較小的挖掘深度。 整體式彎動臂有利于得到較大的挖掘深度，它是專用反鏟裝置的常見形式，在

45、現(xiàn)在常用的中小型反鏟液壓挖掘機中主要采用這種結(jié)構形式。這種整體式動臂結(jié)構簡單、價廉、視覺美觀，在剛度相同時重量較輕。其結(jié)構堅固耐用，工作范圍較大，與同長度的直動式動臂相比，可以使挖掘機有較大的挖掘深度，但降低了卸料高度，這正符合挖掘機反鏟作業(yè)的要求。其缺點為替換工作裝置少，通用性較差，在增加挖掘深度的同時降低了卸料高度，且在彎曲處的結(jié)構形狀和強度值得注意。 通過對兩種方案的比較，結(jié)合任務書對挖掘深度和卸料高度的要求，可以看出，直動臂明顯不適用，所以采用整體式彎動臂結(jié)構?？赏ㄟ^solideworks三維建模及動態(tài)仿真，提高動臂設計的可行性和可靠性，保證其工作范圍和運動的流暢。其結(jié)構可采用鋼板焊

46、接而成的矩形變截面箱形結(jié)構，內(nèi)部加隔板以增加強度和剛度。 b) 斗桿結(jié)構形式的選擇 斗桿有整體式和組合式兩種方案。大多數(shù)挖掘機都采用整體式斗桿。整體式斗桿在運動中又很多優(yōu)點：油缸布置簡單；挖掘效率高，原因是挖掘時受力好；現(xiàn)對來說耐用性好。并且可根據(jù)工作狀況來調(diào)節(jié)斗桿長度以實現(xiàn)優(yōu)化作業(yè)。且現(xiàn)在市場上的挖掘機主要采用整體式斗桿。 通過以上分析可知，這里采用整體式斗桿較為適宜，其結(jié)構采用有鋼板焊接而成的變截面箱形結(jié)構。 c) 動臂油缸和斗桿油缸布置形式的選取 動臂油缸一般不知在動臂前下方，下端與回轉(zhuǎn)平臺鉸接，常見的又兩種具體布置形式，動臂前傾和動臂后傾兩種。當兩種方案的油缸安裝尺寸、最大挖

47、掘高度和最大挖掘半徑相同時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即h1

48、 (4-1) ——取自《液壓挖掘機》P28 式中:——鏟斗充滿系數(shù)； ——土壤輸送系數(shù)。 根據(jù)經(jīng)驗，一般取 (4-2) ——取自《液壓挖掘機》P28 式中:——鏟斗容量，； ——鏟斗平均寬度，。 由任務書要求可知，可得，這里取。 考慮到鏟斗切削入土和出土的余量，一般取，同時考慮到再轉(zhuǎn)都速度一定時轉(zhuǎn)都角度太大會增大挖掘力，降低生產(chǎn)率，一般取，這里取。在確定鏟斗寬度和轉(zhuǎn)斗角度以后，根據(jù)式(4-1)即可得到鏟斗轉(zhuǎn)斗切削半徑

49、 （m） (4-3) ——取自《液壓挖掘機》P28式中 式中: ——鏟斗寬度， m； ——鏟斗轉(zhuǎn)斗角度的一半，（°）； ——土壤疏松系數(shù)； ——鏟斗充滿系數(shù)，這里取。 將數(shù)據(jù)代入得到 鏟斗上兩個鉸點之間的距離,一般取特性參數(shù), 所以，這里取，一般取,這里取。 4.2.2動臂和斗桿尺寸的確定 動臂與斗桿的長度比為,當時稱為長動臂短斗桿方案，當時屬于短動臂長斗桿布置方案，對于沒有特殊要求的挖掘機，一般取中間比例方案，即取特性參數(shù)。 ，這里取。 根據(jù)CASE系列及玉柴挖掘機的作業(yè)參數(shù)，初步選取最大挖掘半徑，據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘

50、半徑值一般于的和值很接近，因此在和值已定時可按下列經(jīng)驗公式計算： (4-4) (4-5) ——取自《單斗液壓挖掘機》P80 式中：——動臂長，即尺寸CF長,mm； ——斗桿長，即尺寸FQ長，mm； ——鏟斗尺寸QV,即,mm； ——最大挖掘半徑，mm。 由此可初步計算得: ,初步選定。 ，初步選定。 動臂的彎角一般可取，彎角大可增加挖掘深度，但降低了卸載高度，太小則對強度不利，針對任務書要求的最大挖掘深度較大，可初步確定。 圖4

51、-2 工作裝置的尺寸圖 到此，動臂和斗桿的基本長度和彎角已經(jīng)確定，其各部分的具體參數(shù)，可參照CASE cx35系列和山河智能SWE40系列的小型無尾液壓挖掘機，對本次設計的挖掘機進行類比做仿形設計，并結(jié)合任務書對作業(yè)參數(shù)（挖掘深度、卸料高度和挖掘高度）和挖掘力的要求，用Solideworks進行建模，對起鉸點位置進行優(yōu)化，從而確定各部分的結(jié)構尺寸如下： 表4.1 挖掘機反鏟機構的尺寸參數(shù)表 機構組成 鏟斗 斗桿 動臂 機體 QV=1024mm QK=303mm KH=251mm HN=279mm FQ=1700mm EF=478mm FG=682mm GN=1

52、080mm QN=239mm EG=722mm CF=3000mm CD=2017mm CB=1448mm DF=1549mm BF=1686mm CZ=1821mm ZF=1541mm ∠Z=120o CA=450mm 此時，工作裝置的基本尺寸和鉸點位置已基本確定。 4.3液壓缸的設計 本部分主要包括系統(tǒng)壓力的選取和液壓缸工作行程的確定。 4.3.1系統(tǒng)工作壓力的選取 根據(jù)《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》 表9-5 (P372) 主機類型 工作壓力 機床 精加工機床 0.2～2 半精加工機床 3～5 龍門刨床 2～8

53、 拉床 8～10 農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械、工程機械輔助機構 10～16 液壓機、中大型挖掘機、重型機械、起重機運輸機械 20～32 結(jié)合凱斯CX35和山河智能SWE50H小型挖掘機，初選系統(tǒng)工作壓力為16。 4.3.2 液壓缸工作行程的確定 液壓缸的工作行程應滿足挖掘機的作業(yè)尺寸要求，即任務書中的最大卸料高度、最大挖掘深度及最大挖掘高度。當動臂缸全伸、斗桿缸全縮、鏟斗處于豎直狀態(tài)時，工作裝置為最大卸料高度狀態(tài)；當動臂剛?cè)?、斗桿缸和鏟斗缸全縮時，工作裝置為最大挖掘高度狀態(tài)；當動臂缸全縮、斗桿和鏟斗都處于豎直狀態(tài)時，工作裝置為最大挖掘深度狀態(tài)。 通過Solideworks建模

54、，在滿足最大挖掘深度的前提下，動臂缸的長度，在最大卸料高度位置時，動臂缸的長度，根據(jù)《機械設計手冊》第四卷P17_257活塞行程系列表，初步選定動臂缸的工作行程。 斗桿液壓缸應使斗桿有一定的擺角范圍，一般取100o～130o，在最短時滿足最大卸料高度要求，在最長時不與動臂發(fā)生干涉，通過Solideworks建模分析，得到，，結(jié)合液壓缸行程的標準系列值，初步選定工作行程的液壓缸。 鏟斗液壓缸應使得鏟斗有一定的擺角范圍，當鏟斗液壓缸全縮時，鏟斗與斗桿的夾角應大于10o，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回鉆時，應使得土壤不會從斗中撒落，在鏟斗整個轉(zhuǎn)動過程中，鏟斗缸與連桿之間避免發(fā)生死點，通過建模分析，得到

55、鏟斗缸的長度范圍約為800～1300mm,因此初步選定的液壓缸。 在實際設計過程中，鉸點位置以及液壓缸行程很難一次確定，要通過反復修改，最終確定各結(jié)構尺寸和液壓缸行程。 4.4 設計的合理性分析 前面機構參數(shù)的選擇計算是初步的，對其作業(yè)尺寸、挖掘力和強度等還要做進一步的分析校核。 4.4.1作業(yè)尺寸的校核 當液壓缸的缸徑和工作行程都確定后，其全伸和全縮時的長度也就確定了，此時根據(jù)工作裝置的基本尺寸就可以計算其作業(yè)尺寸。 根據(jù)所計算的挖掘阻力，初步選取三個液壓缸的缸徑均為100mm。 各液壓缸的最短和最長尺寸如下表所示： 表4.2 各液壓缸的尺寸 動臂缸L1 斗桿缸L2

56、 鏟斗缸 全縮長度（min） 1050 1232 850 全伸長度（max） 1810 2072 1350 由此可知，動臂缸全伸，斗桿缸全縮，鏟斗豎直，此時卸料高度最大，通過CAD建模，得，所以滿足任務書要求。 同樣，為最大挖掘高度和最大挖掘深度狀態(tài)，CAD建模得，，均滿足任務書要求。 4.4.2 挖掘力的計算 在整個作業(yè)過程中，由油缸所產(chǎn)生的挖掘力應大于正常的挖掘阻力。挖掘阻力分為鏟斗挖掘阻力和斗桿挖掘阻力，本設計中以鏟斗挖掘為主。在不同的位置挖掘阻力也不同，這里僅選阻力最大的位置。 鏟斗挖掘時，土壤切削阻力隨挖掘深度改變而有明顯的變化，其切削阻力基本上與切削深

57、度成正比。但總的來說，前半過程切削阻力較后半過程高。因為前半過程的切削角不力，產(chǎn)生了較大的切削阻力。其切削阻力的切向分力可用下列公式表達： (4-6) ——取自《單斗液壓挖掘機》P70 式中 ——表示土壤硬度的系數(shù)，對于II級土宜取=50～80，對III級土宜取C=90～150,對IV級土宜取=160～320； ——鏟斗與斗桿鉸點至斗齒尖距離，也即轉(zhuǎn)斗切削半徑，，單位為cm； ——挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半； ——鏟斗瞬間轉(zhuǎn)角； ——切削刃寬度影響系數(shù)，，其中為鏟斗平均寬度，單位為m； ——切削角變化影響系數(shù)，

58、?。? ——帶有斗齒的系數(shù)，（無斗齒時，）； ——斗側(cè)壁厚度影響系數(shù)，，其中為側(cè)壁厚度，單位為cm，初步設計時可??； ——切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)斗容量大小在10000～17000N范圍內(nèi)選取。當斗容量時應小于10000N。 轉(zhuǎn)斗挖掘裝土阻力的切向分力為 (3-12) 式中 ——密實狀態(tài)下土壤容量，單位為； ——挖掘起點和終點間連線方向與水平線的夾角； ——土壤與鋼的摩擦系數(shù)； 經(jīng)過計算后表明，與相比很小，可忽略不計。當，時出現(xiàn)轉(zhuǎn)斗挖掘最大切向分

59、力，其值為 (3-13) 實驗表明法向挖掘阻力的指向是可變，數(shù)值也較小，一般=。土質(zhì)愈均勻，愈小。從隨機統(tǒng)計的角度看，取法向分力為零來簡化計算是允許的。這樣就可看作為轉(zhuǎn)斗挖掘的最大阻力。 本次設計中挖掘機在III級土壤上工作，故取。 根據(jù)前面所取得鏟斗原始參數(shù)可知：cm，，，，同時由上可取其余參數(shù)如下：，，。 所以，切削刃擠壓土壤的力可取為：； 4.4.3 主工作裝置的強度校核 對主工作裝置進行校核需先選擇最不利工況來計算工作裝置的受力，進而對工作裝置進行強度校核。 a) 工況的選擇 對工作裝置進行校核，首先應確定各結(jié)構件的最

60、不利工況，即在這一工況下對某結(jié)構件可能出現(xiàn)最大的應力，以這一工況作為校核該結(jié)構件的依據(jù)，也就是強度設計中計算為止的選擇和載荷的確定。 反鏟裝置的斗桿和動臂強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿或動臂產(chǎn)生最大彎矩來確定。根據(jù)《單斗液壓挖掘機》第七章，本設計采用一下計算位置： （1）動臂位于動臂液壓缸對鉸點A有最大力臂處； （2）斗桿位于斗桿液壓缸作用力臂最大處（斗桿液壓缸與斗桿尾部軸線夾角90o時）； （3）鏟斗位于發(fā)揮最大挖掘力的位置； 該工況下工作裝置位置如圖4.4所示。圖中各參數(shù)如下（未注單位為mm）： ，，，，，，，，，，，，，，，，，，。 圖

61、4.4 最不利工況尺寸圖 b) 力的計算 這時，工作臂上的作用力有：工作臂各部分的重量(動臂重G1、斗桿重G2、鏟斗重G3)和作用于鏟斗齒上的挖掘阻力。各液壓油缸的工作狀態(tài)為：鏟斗油缸以主動力F3工作，斗桿油缸承受被動作用力F2′，動臂油缸承受閉鎖力Fl′。 各油缸所能發(fā)揮的最大力按下式計算： 式中：D——油缸的大腔直徑； P——液壓油作用力； 已選定D1=D2=D3=100mm，系統(tǒng)壓力p=16Mp，因此各油缸能達到的最大力： 取鏟斗為脫離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程求得鏟斗油缸的挖掘力。 取工作裝置為脫離體，按對動臂底部鉸點C的力

62、矩平衡方程求得另一個鏟斗挖掘力。 =1.17KN 取斗桿為脫離體，按對鉸點F的力矩平衡方程求得斗桿油缸在被動狀態(tài)下的作用力： 而斗桿油缸的閉鎖力，由，說明。計算時取代入計算得到。 取鏟斗為脫離體，連桿HJ為二力桿，其對鉸點J作用力的方向沿HJ方向，按對鉸點Q的力矩平衡方程，可求得鉸點J處受力。 由鏟斗在水平和豎直方向上的合力分別平衡可求得鏟斗在鉸點Q處受到的水平力。 =141.3KN 根據(jù)鉸點H處的力平衡，可求得搖桿HN對鉸點H的水平力。

63、 以斗桿為脫離體，根據(jù)斗桿的力平衡方程可以求得在鉸點F處斗桿受到的水平力和豎直力。 以整個工作裝置為脫離體，按對鉸點C的力矩平衡方程可求得動臂缸的作用力，再按力平衡方程可求得動臂在鉸點C處受到的水平力和豎直力。 到此，各鉸點的力均已求出。 c) 主工作裝置的強度校核 （1） 斗桿的強度校核 斗桿為變截面箱形結(jié)構，用鋼板焊接而成，有時為了增強剛度還在內(nèi)部加隔板。根據(jù)《機械設計手冊》第一卷第三章，斗桿的材料選用16MN，綜合機械性能、焊接性及低溫韌性、冷沖壓及切削性均好，與Q235-A鋼相比，強度提高5

64、0%，耐大氣腐蝕提高20～38%，低溫沖擊韌性也優(yōu)越，價廉，應用廣泛。用于大型船舶、車輛、橋梁、等承受動、負荷的焊接結(jié)構。 將斗桿在各點的受力分解到沿斗桿軸線方向和垂直斗桿軸線方向后，各點受力大小如表4.3所示，受力方向和內(nèi)應力如圖4.5所示。 表4.3 斗桿在各鉸點的受力大小 Q點 N點 E點 F點 沿斗桿F1 133.44 11.99 91.42 112.09 垂直斗桿F2 34.78 32.25 21.11 69.13 FQ1=133.44KN FN2=32.25KN FF2=69.131KN FQ2=34.78KN FF1=11

65、2.09KN M=82.06KN FD1=82.06KN FD2=45.49KN .4KN FE1=91.42KN FE2=21.11KN FN1=11.99KN 133.44KN 121.45KN 30.03KN 34.78KN 2.53KN 23.64KN 7.83KN.M 10.14KN.M 50.91KN.M 61.83KN.M 圖4.5 斗桿的受力和內(nèi)應力圖 通過對其受載圖分析可知，斗桿在鉸點F處的所受的彎矩最大，此界面為危險截面，該截面的具體參數(shù)如圖4.6所示。在該截面處的受力： N=30.03KN Q=23.64KN

66、 MMAX=61.83KN 斗桿的材料選用16Mn，由鋼板焊接成的矩形箱結(jié)構，鋼板的厚度為15mm，16Mn的許用應力，對其進行內(nèi)應力校核如下： 其截面面積為： 抗彎截面系數(shù)為： 16Mn的許用應力 圖4.6 斗桿的截面圖 截面所受的正應力為： 所以，斗桿的強度滿足要求 （2） 動臂的強度校核 將動臂各鉸點的受力分解為沿動臂軸線方向和垂直動臂軸線方向，各力大小如表4.4所示。 表4.4動臂各鉸點的受力 C點 B點 M點 F點 沿動臂F1 28.16 69.14 95.15 127.88 垂直動臂F2 34.73 15.96 4.99 17.64 通過分析可知，在鉸點B處動臂受的彎矩最大，且此處有彎角，容易產(chǎn)生應力集中，因此該截面為危險截面，動臂材料仍采用16Mn鋼板，厚度為15mm，截面具體參數(shù)如圖4.8所示： 圖4.8 動臂的截面尺寸圖 在該截面上的力N=34.59KN Q=15.84KN MMAX=52.83KN 其截面面積為： 抗彎截面系數(shù)為： 截面所受的正應力為：