小型液壓挖掘機(jī)工作裝置的設(shè)計(jì)【說明書+CAD】

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反鏟式單斗液壓挖掘機(jī)工作裝置是一個(gè)較復(fù)雜的空間機(jī)構(gòu)，國內(nèi)外對(duì)其運(yùn)動(dòng)分析、機(jī)構(gòu)和結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面都作了較深入的研究，具體的設(shè)計(jì)特別是中型挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)已經(jīng)趨于成熟。關(guān)于反鏟式單斗液壓挖掘機(jī)的相關(guān)文獻(xiàn)也很多，這些文獻(xiàn)從不同側(cè)面對(duì)工作裝置的設(shè)計(jì)進(jìn)行了論述。而筆者的設(shè)計(jì)知識(shí)和水平還只是一個(gè)學(xué)步的孩子，進(jìn)行本課題的設(shè)計(jì)是為對(duì)挖掘機(jī)的工作裝置設(shè)計(jì)有一些大體的認(rèn)識(shí)，掌握實(shí)際工程設(shè)計(jì)的流程、方法，鞏固所學(xué)的知識(shí)和提高設(shè)計(jì)能力。 一、緒論 (一）國內(nèi)外研究狀況 當(dāng)前，國際上挖掘機(jī)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(jī)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(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化發(fā)展的步伐。我國己經(jīng)形成了挖掘機(jī)的系列化生產(chǎn)，近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品，引進(jìn)了國外的一些先進(jìn)的生產(chǎn)率較高的挖掘機(jī)型號(hào)。 由于使用性能、技術(shù)指標(biāo)和經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上的優(yōu)越，世界上許多國家，特別是工業(yè)發(fā)達(dá)國家，都在大力發(fā)展單斗液壓挖掘機(jī)。目前，單斗液壓挖掘機(jī)的發(fā)展著眼于動(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng)的改進(jìn)以達(dá)到高效節(jié)能;應(yīng)用范圍不斷擴(kuò)大，成本不斷降低，向標(biāo)準(zhǔn)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(jī)的可靠性;電子計(jì)算機(jī)監(jiān)測(cè)與控制，實(shí)現(xiàn)機(jī)電一體化;提高機(jī)械作業(yè)性能，降低噪音，減少停機(jī)維修時(shí)間，提高適應(yīng)能力，消除公害，縱觀未來，單斗液壓挖掘機(jī)有以下的趨勢(shì): 1、向大型化發(fā)展的同時(shí)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(jìn)，工作范圍不斷擴(kuò)大。 5、由內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)向電力驅(qū)動(dòng)發(fā)展。 6、液壓系統(tǒng)不斷改進(jìn)，液壓元件不斷更新。 7、應(yīng)用微電子、氣、液等機(jī)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(jī)工程學(xué)在設(shè)計(jì)中的充分利用。 （二）論文構(gòu)成及研究內(nèi)容 本論文主要對(duì)由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、銷軸、連桿機(jī)構(gòu)組成挖掘機(jī)工作裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)。具體內(nèi)容包括以下五部分: 1、 挖機(jī)工作裝置的總體設(shè)計(jì)。 2、 挖掘機(jī)的工作裝置詳細(xì)的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。 3、 工作裝置各部分的基本尺寸的計(jì)算和驗(yàn)證。 4、 工作裝置主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 5、 銷軸的設(shè)計(jì)及螺栓等標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行選型。 二、總體方案設(shè)計(jì) （一）工作裝置構(gòu)成 1-斗桿油缸；2- 動(dòng)臂； 3-油管； 4-動(dòng)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(jī)工作裝置基本組成及傳動(dòng)示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動(dòng)臂2、相應(yīng)的三組液壓缸1, 4,10等組成。動(dòng)臂下鉸點(diǎn)鉸接在轉(zhuǎn)臺(tái)上，通過動(dòng)臂缸的伸縮，使動(dòng)臂連同整個(gè)工作裝置繞動(dòng)臂下鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。依靠斗桿缸使斗桿繞動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，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(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)。 挖掘作業(yè)時(shí)，接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)、轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時(shí)操縱動(dòng)臂缸小腔進(jìn)油使液壓缸回縮，動(dòng)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(jìn)油而伸長，使鏟斗進(jìn)行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動(dòng)并操縱動(dòng)臂缸大腔進(jìn)油，使動(dòng)臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)，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(jìn)行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進(jìn)行第二次挖掘循環(huán)。 在實(shí)際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機(jī)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(dòng)作配合可以是多樣的、隨機(jī)的。上述過程僅為一般的理想過程。 挖掘機(jī)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(duì)工作裝置進(jìn)行適當(dāng)簡化處理。則可知單斗液壓挖掘機(jī)的工作裝置可以看成是由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗、動(dòng)臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機(jī)構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機(jī)構(gòu)，處理的具體簡圖如2.2所示。進(jìn)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(dòng)臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸 圖2.3 工作裝置結(jié)構(gòu)簡化圖 挖掘機(jī)的工作裝置經(jīng)上面的簡化后實(shí)質(zhì)是一組平面連桿機(jī)構(gòu)，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動(dòng)臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當(dāng)L1、L2、L3為某一確定的值時(shí)，工作裝置的位置也就能夠確定。 (二）動(dòng)臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式 動(dòng)臂采用整體式彎動(dòng)臂，這種結(jié)構(gòu)形式在小型挖掘機(jī)中應(yīng)用較為廣泛。其結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)廉，剛度相同時(shí)結(jié)構(gòu)重量較組合式動(dòng)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(jī)采用整體式斗桿。在本設(shè)計(jì)中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。 （三）動(dòng)臂油缸與鏟斗油缸的布置 動(dòng)臂油缸裝在動(dòng)臂的前下方，動(dòng)臂的下支承點(diǎn)（即動(dòng)臂與轉(zhuǎn)臺(tái)的鉸點(diǎn)）設(shè)在轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺(tái)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(jī)以反鏟作業(yè)為主，常采用動(dòng)臂支點(diǎn)靠前布置的方案。油缸活塞桿端部與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)設(shè)在動(dòng)臂箱體下底板的凸緣上，雖然這樣會(huì)影響動(dòng)臂的下降幅度，但不會(huì)削弱動(dòng)臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，而且使動(dòng)臂的受力更加合理。對(duì)于斗容量為0.25 m3的小型液壓挖掘機(jī)，單只動(dòng)臂液壓缸即可滿足工作要求。具體結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)角，改善了機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)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2.4所示。 2 3 3 1-斗桿； 2-連桿機(jī)構(gòu)； 3-鏟斗 圖2.4 鏟斗連接布置示意圖 （五）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(duì)挖掘機(jī)的作業(yè)效果影響很大，合適的鏟斗應(yīng)滿足以下要求： 1、有利于物料的自由流動(dòng)。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(yùn)動(dòng)規(guī)律。 2、要使物料易于卸盡。 3、為使裝進(jìn)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(shí)，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。 綜上考慮，選用小型挖掘機(jī)常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)示意圖 (六) 原始幾何參數(shù)的確定 1、動(dòng)臂與斗桿的長度比K1 由于所設(shè)計(jì)的挖掘機(jī)適用性較強(qiáng)，作業(yè)對(duì)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(jié)構(gòu)重心離機(jī)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(wù)書中已經(jīng)給出：q =0.25 m3 按經(jīng)驗(yàn)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(zhuǎn)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(dòng)臂油缸內(nèi)徑D1=125mm，活塞桿的直徑d1=80mm。斗桿油缸的內(nèi)徑D2=90mm，活塞桿的直徑d2=63mm。鏟斗油缸的內(nèi)徑D3=100mm，活塞桿的直徑d3=70mm。按經(jīng)驗(yàn)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=20MPa，閉鎖壓力Pg=21MPa。 三、工作裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 （一） 動(dòng)臂運(yùn)動(dòng)分析 動(dòng)臂油缸的最短長度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長度； A：動(dòng)臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動(dòng)臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動(dòng)臂的下鉸點(diǎn). 圖3.1 動(dòng)臂擺角范圍計(jì)算簡圖 動(dòng)臂擺角φ1是L1的函數(shù)。動(dòng)臂上任意一點(diǎn)在任一時(shí)刻的坐標(biāo)值也都是L1的函數(shù)。如圖3.1所示，圖中動(dòng)臂油缸的最短長度；動(dòng)臂油缸的伸出的最大長度；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最小值；動(dòng)臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動(dòng)臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最大值；A：動(dòng)臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動(dòng)臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動(dòng)臂的下鉸點(diǎn)。則有： 在三角形ABC中： (3-1) 圖3.2 F、C點(diǎn)坐標(biāo)計(jì)算簡圖 在三角形BCF中： (3-2) 由圖3.2所示的幾何關(guān)系，可得到α21的表達(dá)式： (3-3) 當(dāng)F點(diǎn)在水平線CU之下時(shí)α21為負(fù)，否則為正。 F點(diǎn)的坐標(biāo)為 XF = l30+l1×cosα21 YF = l30+l1×sinα21 (3-4) C點(diǎn)的坐標(biāo)為 YC = YA+l5×sinα11 (3-5) 動(dòng)臂油缸的力臂e1 (3-6) 顯然動(dòng)臂油缸的最大作用力臂e1max= l5 (二）斗桿的運(yùn)動(dòng)分析 如下圖3.3所示，D點(diǎn)為斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)，E點(diǎn)為斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對(duì)于動(dòng)臂的運(yùn)動(dòng)，即只考慮L2的影響。 D-斗桿油缸與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)； F-動(dòng)臂與斗桿的鉸點(diǎn)； E-斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)； θ2-斗桿擺角. 圖3.3 斗桿機(jī)構(gòu)擺角計(jì)算簡圖 在三角形DEF中 (3-7) 由上圖的幾何關(guān)系知斗桿相對(duì)于動(dòng)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(shí)。 （三）鏟斗的運(yùn)動(dòng)分析 鏟斗相對(duì)于XOY坐標(biāo)系的運(yùn)動(dòng)是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對(duì)于斗桿的運(yùn)動(dòng)，如圖3-4所示，G點(diǎn)為鏟斗油缸與斗桿的鉸點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為斗桿與動(dòng)臂的鉸點(diǎn)Q點(diǎn)為鏟斗與斗桿的鉸點(diǎn)，v點(diǎn)為鏟斗的斗齒尖點(diǎn)，K點(diǎn)為連桿與鏟斗的餃點(diǎn)，N點(diǎn)為曲柄與斗桿的鉸點(diǎn)，M點(diǎn)為鏟斗油缸與曲柄的鉸點(diǎn)，H點(diǎn)為曲柄與連桿的鉸點(diǎn)。 圖3.4 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比計(jì)算簡圖 1、鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)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(duì)N點(diǎn)的作用力臂r1 (3-14) 連桿HK對(duì)N點(diǎn)的作用力臂r2 r2 = l13×Sin ∠NHK 連桿HK對(duì)Q點(diǎn)的作用力臂r3 (3-15) 連桿機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)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(dòng)比i0，L3max代入可得終傳動(dòng)比iz。 2、鏟斗相對(duì)于斗桿的擺角φ3 鏟斗的瞬時(shí)位置轉(zhuǎn)角為 (3-17) 其中，在三角形NFQ中 (3-18) 當(dāng)鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時(shí)，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角θ3max和θ3min，于是得鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min (3-19) 3、斗齒尖運(yùn)動(dòng)分析 見圖3.5所示，斗齒尖V點(diǎn)的坐標(biāo)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(dá)式，那么整機(jī)作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下: 由F點(diǎn)知： α32= ∠CFQ= 2 π – α3 – α4 – α6 – θ2 (3-20) 在三角形CDF中：∠DCF由后面的設(shè)計(jì)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(biāo)方程推導(dǎo)簡圖1 則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角θ2 (3-24) α4、α6在設(shè)計(jì)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(diǎn)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(shè)計(jì)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(biāo)我們就可以得到各坐標(biāo)點(diǎn)的值。 （四） 特殊工作位置計(jì)算 1、最大挖掘深度H1max NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖. 圖3.6 最大挖掘深度計(jì)算簡圖 如圖3.6示，當(dāng)動(dòng)臂全縮時(shí)，F(xiàn), Q, V三點(diǎn)共線且處于垂直位置時(shí)，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(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖圖 3.7 最大卸載高度計(jì)算簡圖 如圖3.7所示，當(dāng)斗桿油缸全縮，動(dòng)臂油缸全伸時(shí)，QV連線處于垂直狀態(tài)時(shí)，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(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖3.8 停機(jī)面最大挖掘半徑計(jì)算簡圖 如圖3.8所示，當(dāng)斗桿油缸全縮時(shí)，F(xiàn)、 Q、V三點(diǎn)共線，且斗齒尖v和鉸點(diǎn)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(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖5.1 最大挖掘半徑時(shí)工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖 最大挖掘半徑時(shí)的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點(diǎn)轉(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計(jì)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(diǎn)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。 四、 挖掘阻力分析 （一）轉(zhuǎn)斗挖掘阻力計(jì)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(duì)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(duì)不同的土壤條件取值不同，這里設(shè)挖機(jī)用于Ⅲ級(jí)土壤的挖掘，取值為90； R——鏟斗與斗桿鉸點(diǎn)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90 cm； ψmax——挖掘過程中鏟斗總轉(zhuǎn)角的一半；現(xiàn)初定總轉(zhuǎn)角為110°，則ψmax = 55° ψ——某一挖掘位置處轉(zhuǎn)斗的瞬時(shí)轉(zhuǎn)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(cè)壁厚影響系數(shù)，X = 1+0.03S,其中S為側(cè)壁厚度，單位為cm 。初步設(shè)計(jì)時(shí)取X = 1.15 ； D——切削刃擠壓土壤的力，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和斗容量的大小選取D = 0.8 × 104N。 當(dāng)時(shí)，出現(xiàn)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)斗平均挖掘阻力按平均挖掘深度下的阻力計(jì)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(jì)算 斗桿在挖掘過程中總轉(zhuǎn)角一般為，現(xiàn)取。斗齒尖的行程實(shí)際上是斗桿轉(zhuǎn)角所對(duì)應(yīng)的弧長，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式有 （4-6） —斗桿挖掘時(shí)切削半徑，斗桿與動(dòng)臂鉸點(diǎn)至斗齒尖距離，單位m 斗桿挖掘時(shí)切削厚度按如下公式計(jì)算 （4-7） q—鏟斗容量，B—鏟斗切削寬度m 斗桿挖掘阻力計(jì)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(duì)于Ⅲ級(jí)土取,對(duì)于，初步設(shè)計(jì)時(shí)取,將各參數(shù)代入式（4-8）得 取整為，斗桿挖掘阻力比轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)任務(wù)書中已給出q = 0.25 m3 平均斗寬B：在設(shè)計(jì)任務(wù)書中已給出B = 0.8 m 挖掘半徑R：按經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考同斗容的其它型號(hào)的機(jī)械，初選R = 900mm 轉(zhuǎn)斗挖掘裝滿轉(zhuǎn)角（2φ）：R、B及2φ三者與q之間有以幾何關(guān)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(gè)鉸點(diǎn)K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選取： l24太大將影響機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選。 (二）動(dòng)臂機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇 1、α1與A點(diǎn)坐標(biāo)的選取 初選動(dòng)臂彎角。 由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考其它同斗容機(jī)型，初選特性參數(shù)k3 = 1.65（k3 = L42/L41） 鉸點(diǎn)A坐標(biāo)的選擇： 由底盤和轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)，并結(jié)合同斗容其它機(jī)型的測(cè)繪，初選： XA = 560 mm ；YA = 700mm 2、 l1與l 2的選擇 經(jīng)統(tǒng)計(jì)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(jié)合如下經(jīng)驗(yàn)公式： ； 式中： l1為動(dòng)臂長， l 2為斗桿長，k1為動(dòng)臂斗桿長度比 將各參數(shù)代入上式得： ； 3、 l41與l42的計(jì)算 如圖5.1所示，在三角形CZF中： NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖5.1 最大挖掘半徑時(shí)工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖 l42 = k3×l41 = 1.65×1407 = 2321 mm 4、l5的計(jì)算 對(duì)于以反鏟為主的通用挖掘機(jī)要適當(dāng)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(shí)能有足夠的提升力矩，故初取k4 = 0.85 α11的取值對(duì)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(huì)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(shí)，∠CFQ =α32 – α8最大，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和便于計(jì)算，初選 （α32 – α8）max = 。 由于采用單動(dòng)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(gè)經(jīng)驗(yàn)條件，說明ρ、σ的取值是可行的。 (5-11) (5-12) (5-13) 至此，動(dòng)臂機(jī)構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。 （三） 動(dòng)臂機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的校核 1、動(dòng)臂機(jī)構(gòu)閉鎖力的校核 由第四章的計(jì)算可知，轉(zhuǎn)斗的平均挖掘力 由圖5-2知，最大挖掘深度時(shí)的挖掘阻力力矩M1J： M1J = （H1max + YC） (5-14) 式中，YC為C點(diǎn)的Y軸坐標(biāo)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(dòng)臂油缸的閉鎖力F1′ F1′ = Pg×S1′ （S1′：動(dòng)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(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(yàn)統(tǒng)計(jì)，初步估計(jì)工作裝置的各部分重量如下： 動(dòng)臂G1 = 223kg 斗桿G2 = 179kg 鏟斗G3 = 86kg 斗桿缸G4 = 55kg 鏟斗缸G5 = 51kg 連桿機(jī)構(gòu)G6 = 17kg 動(dòng)臂缸G7 = 55kg 圖5.2 最大挖掘深度計(jì)算簡圖 當(dāng)處于最大挖掘深度時(shí)： 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(dòng)臂油缸的閉鎖力與工作裝置重力所產(chǎn)生的力矩（對(duì)C點(diǎn)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(dòng)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力矩，滿足工作要求。 2、滿斗處于最大挖掘半徑時(shí)動(dòng)臂油缸提升力矩的校核 NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖5.3 最大挖掘半徑時(shí)工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖 為方便計(jì)算，現(xiàn)將工作裝置劃分為二個(gè)部分，動(dòng)臂、動(dòng)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(gòu)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(jīng)驗(yàn)公式取土的重量： GT = (1.6 ~ 1.8) ×q×103 = 1.8×0.25 ×103 = 450kg 當(dāng)處于最大挖掘半徑時(shí)，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(dòng)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(shí)動(dòng)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(shí)動(dòng)臂油缸提升力矩滿足工作要求。 3、滿斗處于最大高度時(shí),動(dòng)臂提升力矩的校核 當(dāng)斗桿在最大高度時(shí)的工況類似于圖3.7，此時(shí)動(dòng)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(chǎn)生的載荷力矩MZ′： MZ′= (5-20) 此時(shí)對(duì)于動(dòng)臂油缸而言： L1 = L1max =1774 mm θ1 =θ1max = 同式（5-19）的計(jì)算可求得此時(shí)的動(dòng)臂油缸的力臂 此時(shí)動(dòng)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(shí),動(dòng)臂提升力矩滿足工作要求。 E20 （四）斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 E2Z D l9 ψ2max l8 F D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)； F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂. 圖5.4斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡圖 取整個(gè)斗桿為研究對(duì)象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)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(diǎn)；E：斗桿油缸的上鉸點(diǎn)；F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；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(guān)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(guān)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(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130°～170°之間，初定∠EFQ=160°,動(dòng)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°。 （五）鏟斗機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 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： 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(zhuǎn)角φ3max =∠V0QVZ，值太大會(huì)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(jī)構(gòu)其它基本參數(shù)的計(jì)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(diǎn)； G：鏟斗油缸的下鉸點(diǎn)；N：搖臂與斗桿的鉸接點(diǎn)；K：鏟斗的上鉸點(diǎn)；Q：鏟斗的下鉸點(diǎn). 圖5.5鏟斗機(jī)構(gòu)計(jì)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(jì)算可知轉(zhuǎn)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(yīng)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(jì)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(jī)構(gòu)尺寸，其應(yīng)滿足以下幾個(gè)條件： 1）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(dāng)斗齒尖處于V1時(shí)，斗桿油缸的理論挖掘力應(yīng)不低于最大挖掘阻力的80% 。 即PD0≥80% PD0max；當(dāng)處于最大理論挖掘力位置時(shí)∠V1QV應(yīng)為30°。 2）幾何相容。必須保證鏟斗六連桿機(jī)構(gòu)在l3全行程中任一瞬時(shí)都不會(huì)被破壞，即保證△GFN、△GHN以及四邊形HNQK在任何瞬時(shí)皆成立。 3）l3全行程中機(jī)構(gòu)都不應(yīng)出現(xiàn)死點(diǎn)，且傳動(dòng)角應(yīng)當(dāng)在允許的范圍內(nèi)。 根據(jù)以上三個(gè)方面的要求，通過經(jīng)驗(yàn)公式和同斗容的其它機(jī)型的測(cè)繪對(duì)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(yù)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 整個(gè)工作裝置由動(dòng)臂、斗桿、鏟斗及油缸和連桿機(jī)構(gòu)組成，要確定這些構(gòu)件的結(jié)構(gòu)尺寸，必須要對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行受力分析。要進(jìn)行受力分析，首先要確定構(gòu)件最不利的工況，并找到在該工況下的危險(xiǎn)截面，以作為受力分析的依據(jù)。但構(gòu)件在不利的工況下危險(xiǎn)截面往往不止一個(gè)，這就需要分別計(jì)算出各危險(xiǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。根據(jù)受力分析和以往的實(shí)驗(yàn)表明，在鏟斗進(jìn)行挖掘時(shí)，產(chǎn)生最大彎矩的工況滿足以下條件： 1)動(dòng)臂處于最低位置。即動(dòng)臂油缸全縮。 2)斗桿油缸的力臂最大。 3)鏟斗齒尖在動(dòng)臂與斗桿鉸點(diǎn)和斗桿與鏟斗鉸點(diǎn)的連線上。 4)側(cè)齒挖掘時(shí)受到側(cè)向力Wk的作用。 在這個(gè)工況下斗桿會(huì)存在最大彎矩，受到的應(yīng)力也會(huì)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(duì)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(cè)向阻力W3。 V NH-搖臂；HK-連桿；C-動(dòng)臂下鉸點(diǎn)；A -動(dòng)臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動(dòng)臂與動(dòng)臂油缸鉸點(diǎn)；F-動(dòng)臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖6.1 斗桿危險(xiǎn)工況時(shí)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(diǎn) Q-斗桿與鏟斗的鉸接點(diǎn) 圖6.2 鏟斗受力分析簡圖 當(dāng)動(dòng)臂油缸全縮時(shí)，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(jì)算結(jié)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(jīng)初定為160° 由以上的角度關(guān)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(shí)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(diǎn)Q的水平距離r2′= l3 Cos（-89.2°）/2=148mm 取鏟斗為研究對(duì)象，如圖6.2所示，并對(duì)Q點(diǎn)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(duì)C點(diǎn)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(diǎn)的距離r0 r0 = l2 + l3–CFCos∠CFV （6-5） = 1700+900-3400×Cos（360°-110.8°-160°） = 1481mm W2到C點(diǎn)的距離r1 r1 = CFSin∠CFV = 3400×Sin89.2° = 3210mm （6-6） 法向阻力W2決定于動(dòng)臂油缸的閉鎖力F1′ ，取整個(gè)工作裝置為研究對(duì)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(jī)構(gòu)）為研究對(duì)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(shí)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(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的制動(dòng)器所承受，即WK的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺(tái)的制動(dòng)力矩。故要先計(jì)算出制動(dòng)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(shè)計(jì)的液壓挖掘機(jī)中采用的是液壓制動(dòng)，由經(jīng)驗(yàn)公式可求得回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的最大制動(dòng)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(diǎn)作用力與作用力矩RQx 、RQy、MQx、MQy的求解： 取連桿機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象，如圖6.3所示，則有：G RN P3 N