畢業(yè)論文終稿-礦用挖掘式裝載機的工作機構設計[下載送CAD圖紙 全套打包資料]

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需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯號 學院畢 業(yè) 設 計題 目 礦用挖掘式裝載機的工作機構設計學生姓名學 號系 部專 業(yè)班 級指導教師二〇一五年六月需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯學院本科畢業(yè)設計（論文）誠信承諾書本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） （題目：礦用挖掘式裝載機的工作機構設計 ）是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果。盡本人所知，除了畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。作者簽名： 年 月 日 （學號）：需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763I礦用挖掘式裝載機的工作機構設計摘 要挖掘式裝載機是一種應用廣泛的多功能的建設施工機械，作為工程機械的主力機種。挖掘式裝載機主要由發(fā)動機、工作機構、回轉裝置、行走裝置和、電氣裝置和液壓系統(tǒng)等部分組成。本次設計主要是關于挖掘式裝載機工作機構的設計，工作機構是直接完成挖掘任務的裝置，進行工作機構的全面的通用性設計研究對推動國內挖掘式裝載機發(fā)展具有十分重要的意義。本文首先，通過挖掘式裝載機工作機構結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出總體結構方案；接著，通過運動分析對各構件主要尺寸進行了計算；然后，對各主要零部件進行了設計與校核并設計了液壓系統(tǒng)；最后，通過 AutoCAD 制圖軟件繪制了工作機構裝配圖及主要零部件圖、液壓系統(tǒng)原理圖。通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD 制圖軟件，對今后的工作與生活具有極大意義。關鍵字：挖掘式裝載機；工作機構；動臂；斗桿；鏟斗需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763IIMine mining loaders working body designAbstractExcavator is a widely versatile construction construction machinery, engineering machinery as the main aircraft. Excavators composed mainly by the engine, equipment, rotary, part running gear and electrical equipment and hydraulic systems.The design is mainly about excavator working device design, equipment is done directly mining task means comprehensive universal design research work means having great significance in promoting the development of domestic excavator.Firstly, through the excavator working device structure and principle analysis, in this analysis, based on the overall structure of the proposed scheme; then, by motion analysis of the main dimensions of each component was calculated; then, for each of the main components were designed and school nuclear and hydraulic system design; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a working device assembly drawing and main parts diagram, hydraulic system schematics.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future of work and life of great significance.Keywords: Wheel excavator; Work equipment; Boom; Arm; Bucket需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763III目 錄摘 要 .....................................................................IAbstract .................................................................II第一章 緒論 ...............................................................11.1 研究背景及意義 .....................................................11.2 國內外挖掘式裝載機研究現(xiàn)狀 .........................................11.3 設計要求 ...........................................................21.3.1 設計技術參數(shù) ..................................................2第二章 工作機構總體設計 ...................................................42.1 工作機構構成及原理分析 .............................................42.2 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式 .....................................52.2.1 確定動臂的結構形式 ............................................52.2.2　 確定斗桿的結構形式 ..........................................62.2.3 鏟斗的結構選擇 ................................................62.3 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置 .................................62.3.1 動臂油缸的布置 ................................................62.3.2 斗桿油缸的布置 ................................................82.3.3 鏟斗油缸的布置 ................................................8第三章 工作機構運動分析及基本尺寸計算 ....................................103.1 動臂部分 ..........................................................103.1.1 動臂運動分析 .................................................103.1.2 動臂基本尺寸計算 .............................................113.2 斗桿部分 ..........................................................153.2.1 斗桿的運動分析 ...............................................153.2.2 斗桿基本尺寸計算 .............................................163.3 鏟斗部分 ..........................................................173. 3.1 鏟斗的運動分析 .............................................173.3.2 鏟斗基本尺寸計算 .............................................21需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763IV3.4 連桿、搖臂部分 ....................................................213.5 銷軸與襯套 ........................................................22第四章 工作機構校核計算 ..................................................244.1 斗桿校核計算 ......................................................244.2 動臂校核計算 ......................................................31第五章 液壓系統(tǒng)設計 ......................................................335. 1 設計要求 .........................................................335. 2 動力元件的選擇 ...................................................335. 3 執(zhí)行元件的選擇 ...................................................345. 4 液壓控制元件選擇 .................................................355. 5 液壓系統(tǒng)輔助元件選擇 .............................................365.6 液壓系統(tǒng)原理圖 ....................................................36總 結 ....................................................................38參考文獻 .................................................................39致 謝 ....................................................................40需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763V需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763VI需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763VII需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763VIII需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763IX需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763X需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763XI需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763XII需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631第一章 緒論1.1 研究背景及意義我國是一個發(fā)展中國家，在遼闊的國土上正在進行大規(guī)模的經(jīng)濟建設，這就需要大量的土石方施工機械為其服務，而挖掘式裝載機是最重要的一類土石方施工機械。因此，可以肯定挖掘式裝載機的發(fā)展空間很大?？梢灶A見，隨著國家經(jīng)濟建設的不斷發(fā)展，挖掘式裝載機的需求量將逐年大幅度增長。今后幾年我國挖掘式裝載機行業(yè)將會有一個很大的發(fā)展，挖掘式裝載機的年產(chǎn)量將會以高于 20％的速度增長。中國挖掘式裝載機市場自 1997 年開始已進入了一個較快的發(fā)展時期， 2001 年與2000 年比較，全國挖掘式裝載機的產(chǎn)、銷量分別增長 55％和 56％。截止到 2002 年 8月底全國挖掘式裝載機的銷量已超過 13000 臺，超過了 2001 年全年的銷售數(shù)。2003 年全國挖掘式裝載機的銷售量超過 18000 臺。顯然，挖掘式裝載機在整個工程機械行業(yè)中是產(chǎn)、銷量增長最快的機種之一。而在挖掘式裝載機中最為重要的就是關于工作機構設計，因為挖掘式裝載機的工作機構能夠最為明顯的體現(xiàn)機器的工作能力和工作壽命，所以設計工作可靠，性能好，成本低，效率高，維護使用方便的工作機構就顯得格外重要。1.2 國內外挖掘式裝載機研究現(xiàn)狀（1）國外研究現(xiàn)狀國外挖掘式裝載機生產(chǎn)歷史較長，液壓挖技術的不斷成熟使挖掘式裝載機得到全面的發(fā)展。德國是世界上較早開發(fā)研制挖掘式裝載機的國家，1954 年和 1955 年德國的德馬克和利渤海爾公司分別開發(fā)了全挖掘式裝載機；美國是繼德國以后生產(chǎn)挖掘式裝載機歷史最長、數(shù)量最大、品種最多和技術水平處于領先地位的國家；日本挖掘式裝載機制造業(yè)是在二次大戰(zhàn)后發(fā)展上起來的，其主要特點是在引進、消化先進技術的基礎上，通過大膽創(chuàng)新發(fā)展起來的；韓國是挖掘式裝載機生產(chǎn)的后起之秀，20 世紀 70 年代開始引進技術，由于產(chǎn)業(yè)政策進入國際市場，并已擠入國際挖掘式裝載機的主要生產(chǎn)國之一。20 世紀 60 年代，挖掘式裝載機進入成熟期，各國挖掘式裝載機制造商紛紛采用液壓技術并與其它技術相結合，使產(chǎn)品適應性得到了較快的發(fā)展，產(chǎn)品壽命和質量不斷得到提高，操縱更加舒適，產(chǎn)品更加節(jié)能。例如美國卡特彼勒公司 1955 年以后推出的需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397632300B 系列挖掘式裝載機，采用一種命名為 maestro 的系統(tǒng)，通過載荷傳感液壓裝置，控制發(fā)動機的輸出功率，實現(xiàn)與液壓泵的嚴格匹配。Maestro 控制面板在機型上安裝兩種功率模式和四種工況狀態(tài)，允許用戶自行決定功率工況模式。再如韓國現(xiàn)代公司生產(chǎn)的 ROBEX450-3 型挖掘式裝載機，有四種功率模式，通過集成化的電子控制系統(tǒng)自動確定最佳的發(fā)動機轉速和液壓泵的輸出參數(shù)，使得發(fā)動機、液壓泵的速度及液壓用液壓系統(tǒng)壓力與實際工況相適應，從而獲得最高的生產(chǎn)率和最佳的燃油消耗。此種技術在日本松、日立建機、神鋼、韓國大宇重工、德國的利渤海爾、英國的 JCB 等到公司均得到普遍應用，代表了當代挖掘式裝載機的最高水平。（2）國內研究現(xiàn)狀早在 1958 年國內便開始了挖掘式裝載機的研制開發(fā)工作，隨后開發(fā)出一系列比較成熟的產(chǎn)品。當時出于受配件如發(fā)動機、液壓件及企業(yè)自身條件的影響，其質量和產(chǎn)量遠未達到應有的水平，與國外同類產(chǎn)品相比也存在較大差距。到了 80 年代末和 90 年代初，世界各工業(yè)發(fā)達國家挖掘式裝載機技術水平得到了迅速的提高，突出表現(xiàn)在追求高效率(同一機重的挖掘式裝載機功率普遍提高，液壓系統(tǒng)流量增大作業(yè)循環(huán)時間減小，作業(yè)效率大大提高)；高可靠性和追求司機操作的舒適性。國內原有的數(shù)家挖掘式裝載機專業(yè)生產(chǎn)廠為了生存和發(fā)展，利用自身的實力和豐富的挖掘式裝載機生產(chǎn)經(jīng)驗，紛紛在工廠的技術改造、試驗研究、新產(chǎn)品開發(fā)方面下大功夫。有的新開發(fā)的產(chǎn)品(也包括某些已生產(chǎn)多年的老產(chǎn)品)為了提高作業(yè)的可靠性，干脆采用了進口的液壓件和發(fā)動機，甚至于整個傳動系統(tǒng)都按照采用國外元件來設計，這種經(jīng)過改型或新設計開發(fā)的挖掘式裝載機其工作可靠性和作業(yè)效率得到很大的提高。這樣，引進和消化國外的不少技術，在技術方面都有了長足的進步。國內挖掘式裝載機行業(yè)近年來雖有很大發(fā)展，但與國外挖掘式裝載機行業(yè)發(fā)達國家相比仍存在許多不足，其原因除了國內挖掘式裝載機加工水平落后之外，挖掘式裝載機設計水平與發(fā)達國家相比也有較大的差距，尤其是一些先進設計技術的掌握和應用。1.3 設計要求1.3.1 設計技術參數(shù)本次設計的挖掘式裝載機工作機構，選定的參數(shù)如下表：需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633標配斗容量： 0.2m3 主泵最大流量： 119L/min整車重量： 6000KG 主油路系統(tǒng)工作壓力： 24.5Mpa發(fā)動機功率： 33.2KW 行駛 (走) 速度(高/低)： 28km/h發(fā)動機品牌： YANMAR 回轉速度： 10r/min發(fā)動機型號： 4TNV94L 爬坡能力： 40%最大挖掘高度： 5326mm 尾部回轉半徑： 1602mm最大卸載高度： 3592mm 最小離地間隙： 269mm最大挖掘深度： 3411mm 配重離地間隙： 982mm最大挖掘半徑： 6087mm 上車平臺寬度： 1785mm斗桿長度： 1600mm 下車平臺寬度： 2014mm斗桿挖掘力(ISO) ： 29.2kN 駕駛室總高度： 2887mm鏟斗挖掘力(ISO) ： 40.4kN 整機全長： 6130mm推土板寬度： 1944mm 整機全寬： 2014mm推土板高度： 398mm 整機全高： 2557mm軸距： 2100mm需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397634第二章 工作機構總體設計2.1 工作機構構成及原理分析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 工作機構組成圖圖 2-1 為挖掘式裝載機工作機構基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作機構由鏟斗 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機構繞動臂下鉸點轉動。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，使工作機構轉到挖掘位置，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，使工作機構轉到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉進行卸土。卸完后，工作機構再轉至挖掘位需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397635置進行第二次挖掘循環(huán)[2]。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質情況、挖掘面條件以及挖掘式裝載機液壓系統(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。2.2 確定動臂、斗桿、鏟斗的結構形式2.2.1 確定動臂的結構形式動臂是工作機構中的主要構件，斗桿的結構形式往往決定于動臂的結構形式。反鏟動臂分為整體式和組合式兩類。整體動臂構造簡單、輕巧、布置緊湊，主要用于懸掛式挖掘式裝載機，如圖 2-2所示。圖 2-2 整體動臂結構簡圖采用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。整體式彎動臂在彎曲處的結構形狀和強度值得注意，有時采用三節(jié)變動臂有利于降低彎曲處的應力集中。整體式變動臂結構簡單、價廉，風度相同時結構重量較組合式動臂輕。它的缺點是替換工作機構少，通用性較差。為了擴大機械通用性，提高其利用率。往往需要配備幾套完全　不通用的工作機構。一般說，長期用于作業(yè)相似的反鏟采用整體式動臂結構比較合適。組合式動臂一般都為彎臂形式。其組合方式有兩類，一類用輔助連桿（或液壓缸）連接，另一類用螺栓連接。組合式動臂與整體式動臂相比各有優(yōu)缺點，它們分別適用于不同的作業(yè)條件。組合式動臂的主要優(yōu)點是：圖 3－ 1　 整 體 式 直 動 臂需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397636（1）工作尺寸和挖掘力可以根據(jù)作業(yè)條件的變化進行調整。當采用螺栓或連桿連接時調整時間只需十幾分鐘，采用液壓缸連接時可以進行無級調節(jié)。（2）較合理地滿足各種類型作業(yè)裝置的參數(shù)和結構要求，從而較簡單地解決主要構件的統(tǒng)一化問題。因此其替換工作機構較多，替換也方便。一般情況下，下動臂可以適應各種作業(yè)裝置要求，不需拆換。（3）裝車運輸比較方便。由于上述優(yōu)點，組合式動臂結構雖比整體式動臂復雜，但得到了較廣泛的應用。尤以中小型通用挖掘式裝載機作業(yè)條件多時采用組合式動臂較為合適。本次設計作業(yè)條件比較單一，所以選用整體式彎動臂。2.2.2　確定斗桿的結構形式斗桿也有整體式和合式兩種，大多數(shù)挖掘式裝載機都采用整體式斗桿，當需要調節(jié)斗桿長度或杠桿時采用更換斗桿的辦法，或者在斗桿上設置 2～4 個可供調節(jié)時選擇的與動臂端部鉸接的孔。有些反鏟采用組合式斗桿。2.2.3 鏟斗的結構選擇鏟斗結構形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘式裝載機的作業(yè)效果影響很大，其應滿足以下的要求[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。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，選用中型挖掘式裝載機常用的鏟斗結構，基本結構如圖 2-3 所示。圖 2-3 鏟斗需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976372.3 確定動臂、斗桿、鏟斗油缸的鉸點布置2.3.1 動臂油缸的布置動臂油缸一般布置在動臂前下方，下端與回轉平臺鉸接，常見的有兩種具體布置方式。①油缸前傾布置方案，如圖 2-4 所示，動臂油缸與動臂鉸接于 E 點。當動臂油缸全伸出，將動臂舉升至上極限位置，動臂油缸軸線向轉臺前方傾斜。②油缸后傾布置方案，如圖 2-5 所示，當動臂油缸全伸出，將動臂舉升到上極限位置時，動臂油缸軸線向后方傾斜。當兩方案的動臂油缸安裝尺寸 DE′、鏟斗最大挖掘高度 H 和地面最大挖掘半徑 R相等時，后傾方案的最大挖掘深度比前傾方案小，即 ＜ 。此外，在后傾方案中，2h1動臂 EF 部分往往比前傾方案的長，因此動臂所受彎矩也比較大。以上為動臂油缸后傾方案的缺點。然而，后傾方案動臂下鉸點 C 與動臂油缸下鉸點 D 的距離 CD 雙前傾方案的大，則動臂在上下兩極位置時，動臂油缸的作用力臂 Cp 也較大。因此，在動臂油缸作用國相同時，后傾方案得到較大的動臂作用力矩，這量其優(yōu)點。圖 2-4 動臂油缸前傾布置需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397638圖 2-5 動臂油缸后傾布置在布置油缸時，應綜合考慮動臂的結構、工作機構的作業(yè)尺寸及動臂舉升力的挖掘力等因素。本設計選用動臂油缸前傾布置方案。2.3.2 斗桿油缸的布置確定斗桿油缸鉸點、行程及斗桿力臂比時應該考慮下列因素。①保證斗桿油缸產(chǎn)生足夠的斗齒挖掘力。即油缸從最短長度開始推伸時和油缸最大伸出時產(chǎn)生的斗齒挖掘力應該大于正常挖掘阻力。油缸全伸時的偷稅漏稅力矩應該足以支承滿載鏟斗和斗桿靜止不動。油缸力臂最大時產(chǎn)生的最大斗齒挖掘力應大于要求克服的最大挖掘范圍可以取得越小一些。②保證斗桿的擺角范圍。斗桿擺角范圍一般取 100°～130°。在斗桿油缸和轉斗油缸同時伸出最長時，鏟斗前壁和動臂之間的距離應大于 10cm。鉸點位置的確定需要反復進行。在計算中初定鉸點位置，如不夠合理，應進行適當修改。2.3.3 鏟斗油缸的布置確定鏟斗油缸鉸點應考慮以下因素。①保證轉斗挖掘時產(chǎn)生足夠大的斗齒挖掘力，即在鏟斗油缸全行程中產(chǎn)生的斗齒挖掘力應大于正常工作情況下的挖掘阻力。當鏟斗油缸作用力臂最大時，所產(chǎn)生的最大斗齒挖掘應能使?jié)M載鏟斗靜止不動需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397639②保證鏟斗的擺角范圍。鏟斗的擺角范圍一般取 140°～160°，在特殊作業(yè)時可以大于 180°，擺角位置可以按圖 3-7 布置。當鏟斗油缸全縮時，鏟斗與斗桿軸線夾角（在軸線上方）應大于 10°,常取 15°～25°，鏟斗油缸全伸、鏟斗滿載回轉時，應使土壤不從斗中撒落。③鏟斗從位置Ⅰ到位置Ⅱ 時（圖 2-6） ，鏟斗油缸作用力臂最大，這里能得到斗齒最大切削角度的 1/2 左右，即當鏟斗挖掘深度最大時，正好斗齒挖掘力也最大。實際上鏟斗的切削轉角是可變的。在許多情況下，特別是進行復合動作挖掘時，鏟斗的切削轉角一般都小于 100°，而且鏟斗也不一定都在初始位置 I 開始挖掘。因此，目前一般取位置 I 至位置 II 的轉角為 30°～50°，在這個角度范圍內可以照顧到鏟斗在挖掘過程中能較好地適應挖掘阻力的變化，又可以使鏟斗在開始挖掘時就有一定的挖掘力。圖 2-6 鏟斗擺角范圍需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976310第三章 工作機構運動分析及基本尺寸計算3.1 動臂部分3.1.1 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；:min1L:max1LA：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:minL:max1L:min1?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:max1?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]在三角形 BCF 中：l222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1α20 = COS-1[（l72+ l12- l222）/2×l7×l1]需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976311由圖 3-3 所示的幾何關系，可得到 α21 的表達式：α21 =α20+α11-θ1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 C 點的坐標為XC = XA+l5×COSα11 = l30YC = YA+l5×Sinα11動臂油缸的力臂 e1e1 = l5×Sin∠CAB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/δ3.1.2 動臂基本尺寸計算由于鏟斗容量 ＝0.2m3，根據(jù)國內外挖掘式裝載機有關設計標準，通過類比法，q選出參數(shù)機重 ＝6 噸。G又根據(jù)經(jīng)驗公式計算法，參考表 1-3 機體尺寸和工作尺寸經(jīng)驗系數(shù)表①，線尺寸參數(shù): = mLiik3得出:最大挖掘半徑— =3.35× =5.728m；R135最大挖掘深度— =2.05× =3.505m；Hmax最大卸載高度— ＝1.55× =2.65m；33據(jù)統(tǒng)計，最大挖掘半徑 值一般與 + + 的和值很接近。因此由要求 ，R1l12l3 R1已定的 和 可按下列經(jīng)驗公式初選 、 ：3l1K＝ 　l213KL??=K1?需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976312其中： =5.728m； ＝ 1.8；R11K經(jīng)計算得出： =1.759m；l2= =1.8×1.759=3.166m1l在三角形 CZF 中， 、 和 都可以根據(jù)經(jīng)驗初選出：?13K其中： —動臂的彎角，采用彎角能增加挖掘深度，但降低了卸載高度，1但太小對結構的強度不利，一般取 120°～140° ，取 ＝140° ；1?—前面已算出為 3.166m；l1—動臂轉折處的長度比 ，一般根據(jù)結構和液壓缸鉸點 B 的位置來考慮，3KZCF初步設計取 ＝1.1～1.3 ，取 ＝1.2；3K因此根據(jù)公式：可以算出 、 、41l239?圖 3-2 動臂實際尺寸l ＝ 　　　　　　　　41 1321cos?Kl??l ＝K l 　　　　　　　　　　　　　　　　　　2341α =∠ ZCF＝arccos( )39 142ll?經(jīng)計算得出：ZC= =1.529m；1lZF= =1.834m； 42=17.9°39?如圖 3-3 所示。動臂液壓缸全伸與全縮時的力臂比 K4 按不同情況選取，專用反鏟可取 ＜0.8；4K需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976313以反鏟為主的通用機， ＝0.8～1.1；斗容量 1m3 左右的通用機，則可取 ＝1。4K 4K本設計中取 ＝1。的取值對特性參數(shù) 、最大挖掘深度 和最大挖高 有影響。1?4Hmax1Hmax2加大 會使減小或使 增大，這下符合反鏟作業(yè)要求，因此基本用作反鏟的Hmax1小型機取 ＞60° 。1本設計中取 ＝70° 。1?斗桿液壓缸全縮時 = 最大（圖 3-3） ，常選 （ ） =CFQ?832?－ 832?－ max160°～180°.本設計中?。?） ＝170°。－ max取決于液壓缸布置形式，動臂液壓缸結構中這一夾角較BCZ圖 3-3 最大卸載高度時動臂機構計算簡圖小，可能為零。動臂單液壓缸在動臂上的鉸點一般置于動臂下翼加耳座上，B 在Z 的下面。初定∠BCZ＝5°，根據(jù)已知∠CZF ＝22.1° ，解得∠BCF＝17.1°。由圖 3-3 得最大卸載高度的表達式為）＋＋＝ 21max15Amax3 sin(siYH????ll 328max12 )80sin( ll ????由圖 3-4 得最大挖掘深度絕對值的表達式為 AYlll ???152min1123max1 si)si(??需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976314將這兩式相加，消去 ，5l并令 ＝ ＋ ， ＝ + - ，得到：A1?2BA8?max32＋ － ［ - -A)］+ ［ -1］=0Hmax1ax3l1)sin(ax1???sin(i12l)Bsin(max1??又特性參數(shù)：＝4Kmin1axs??圖 3-4 最大挖掘深度時動臂機構計算簡圖因此　　　　　　 ＝?sinmi114axs?K= )coin1214maxi(??將上式代入式（3-6）則得到一元函數(shù) f( )=0。式中 和 已根據(jù)經(jīng)驗axHmax1ax3公式計算法求出，經(jīng)計算得出： ＝29.6°； ＝73.5°，最后由求 為：min1?m1?5l＝5l 1axi123s)in(?HYAlA??＝ ＝0.638m?70i50.36).29.(6..需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976315（其中： =3.166m； ＝1.759m； ＝97.1° ；1l2lA由于履帶總高＝0.32· ＝0.547，近似取 =0.65m） ，35Y然后，解下面的聯(lián)立方程，可求 σ 和 ρ：=arcos( )=arc( )min1?572min12lLl????21??=arcos( )=arc( )ax1572ax12ll ?2于是：　　　 =min1L?5l=λx axin1=σ·1mi經(jīng)計算得出： ＝1.63； ＝0.67； =0.952m；??min1L＝ 1.52m； =1.61mmax1L7l得到的結果符合下列幾何條件： + =2.36≥ ；| - ︳=0.96≤1????3.2 斗桿部分3.2.1 斗桿的運動分析如下圖 3-5 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 3-5 斗桿機構擺角計算簡圖需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976316在三角形 DEF 中L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9θ2 = COS-1[（ L22- l82-l92）/2×l8×l9]由上圖的幾何關系知φ2max =θ2 max-θ2min則斗桿的作用力臂e2 =l9Sin∠DEF 顯然斗桿的最大作用力臂 e2max = l9，此時 θ2 = COS-1（l9/l8） ，L2=sqr （l82-l92）3.2.2 斗桿基本尺寸計算第一步計算斗桿挖掘阻力：斗桿挖掘過程中，切削行程較長，切土厚度在挖掘過程中視為常數(shù)，一般取斗桿在挖掘過程中總轉角 =50°～80°,取 ＝65° ，在這轉角過程中，鏟斗被裝滿，這時半g?g?齒的實際行程為： grs?601745.?其中： —斗桿挖掘時的切削半徑， ；6r 6FV取 ＝ ＝1.759＋0.803＝2.562mmaxFV32l?斗桿挖掘時的切土厚度 可按下式計算：gh＝SgBKq?SgBKrq?601745.斗桿挖掘阻力為： sgggrqhW?60011745.式中 —挖掘比阻力，由表 0－10① 查得， ＝20（III 級土壤以下）0K0K—土壤松散系數(shù)近似值取 1.25。s斗桿 與鏟斗 和 之間，為了滿足開挖和最后卸載及運輸狀態(tài)的要求，2l3lminFV鏟斗的總轉角往往要達到 150°～180° ，需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631732min30coslFVl????＝0.866＝ 80.759.1. 2in計算得： ＝ ＝1.137mmin6rinFV把 、 、 、 、 代入式 3-12 得0Kqmin6rg?sK＝2.48KN3ax1 1025.6137.045.2???gW第二步確定斗桿液壓缸的最大作用力臂。＝ m23max9max2)(PlleG?45.096.1388.＝）＋（其中：根據(jù)經(jīng)驗公式計算法得出 ＝13.96KN斗桿液壓缸初始力臂 與最大力臂 之比是斗桿擺角 的余弦函數(shù)。設20emax2emax2?,則ze20?＝9max2max20cosle??2csmax由圖 2－7，取 ，求得z0＝ ＝1.203m12sinmax9min2????lL16.5.2sin40－ ??（其中斗桿擺角范圍大致在 105°～125° ，取 ＝105°）max2?)cos(2a9min92min8 ?????lLlLl= =1.588m）＋ 2105(45.0.03.122 ??3.3 鏟斗部分3. 3.1 鏟斗的運動分析需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976318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在三角形 HNQ 中l(wèi) 272 = l142 + l212 + 2×COSα23×l14×l21∠HNQ = COS-1[（l212+l142- l272）/2×l21×l14]在三角形 QHK 中α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27]在四邊形 KHQN 中∠NHK=∠NHQ+∠QHK鏟斗油缸對 N 點的作用力臂 r1r1 = l13×Sinα32連桿 HK 對 N 點的作用力臂 r2r2 = l13×Sin ∠NHK而由 r3 = l24，r4 = l3 有[3]連桿機構的總傳動比i =（ r1×r3）/（r2×r4）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鏟斗的瞬時位置轉角為φ3 =α7+α24+α26+α10其中，在三角形 NFQ 中需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976319α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2]α10 暫時未定，其在后面的設計中可以得到。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角 θ3max 和 θ3min，于是得鏟斗的瞬間轉角:φ3 = θ3-θ3min鏟斗的擺角范圍: φ3 = θ3max-θ3min圖 3-6 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖見圖 3-7 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= π –α3-α4-α6-θ2在三角形 CDF 中：∠DCF 由后面的設計確定，在∠DCF 確定后則有：l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8 α3 = COS-1（l82+l12 –l62）/2×l1×l8在三角形 DEF 中L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9 需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976320圖 3-7 齒尖坐標方程推導簡圖 1則可以得斗桿瞬間轉角 θ2θ2 = COS-1[（ l82+l92- L22）/2×l8×l9]α4、α6 在設計中確定。由三角形 CFN 知：l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1）由三角形 CFQ 知：l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1）由 Q 點知：α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10在三角形 CFQ 中：l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3]在三角形 NHQ 中：l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21]在三角形 HKQ 中：l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24]在四邊形 HNQK：∠NQH =α24 +α26需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976321α20 = ∠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。3.3.2 鏟斗基本尺寸計算本次設計鏟斗容量初步選擇為 q=0.2m3 由經(jīng)驗公式 M=2179+25147q 可以得到整體質量大約是 6 噸左右，再由 P=7.7+0.0046M 可以推斷出發(fā)動機的功率 P=7.1KW 當我們得知了鏟斗的斗容量，其他的一系列數(shù)據(jù)的也可以隨之而的出來了 。斗容量 、平均斗寬 ，還都是有轉斗挖掘半徑 和轉斗挖掘裝滿轉角 （這里qBR?2令 ＝ ）是鏟斗的四個非常重要的主速度要參數(shù)。 、 及 三者與 之間有以?max Bq下幾何關經(jīng)過經(jīng)驗公式計算，可以大概得出的數(shù)據(jù)為=qSKBR)2sin(21??其中： —0.2m 其中： =0.2m3(已知) ，鏟斗斗容量；q—鏟斗挖掘半徑，單位 m；R—鏟斗斗寬，根據(jù)經(jīng)驗公式反原理鏟斗平均斗寬統(tǒng)計值和推薦范圍，查表B可以得到，取 ＝0.75m；—鏟斗的挖掘裝滿的通常轉角一般都是取 90°~100°，取它的具體值為?295°把各個數(shù)據(jù)代入到公式里面得到： ＝0.803mR斗齒參數(shù)的選擇根據(jù)經(jīng)驗公式計算：齒寬 ＝0.11 =0.11× =0.064m;bq32.0根據(jù)經(jīng)驗公式計算：長 ＝0.26 ＝0.26× ＝0.152m;l3.根據(jù)經(jīng)驗公式計算：斗前臂與切削面的間隙取 =0.7 =0.0448mfb又由于鏟斗寬度 B=0.75m,齒寬與齒距之和為 0.064+0.18=0.244m需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976322= =3.07 因此鏟斗裝有 3 個齒baB?24.0753.4 連桿、搖臂部分從幾何可容性與結構布置的角度對鏟斗機構的要求考慮，必須保證鏟斗六連桿機構在 全行程中任一瞬間時都不會被破壞，即保證△ 、△ 及四邊形 在3l GFNMHNQK任何瞬間皆成立。根據(jù)鏟斗六連桿機構的要求，借助電子計算機選出可行的方案：0.27m； 0.156m； 0.195m； 0.312m； 0.3m?QN?MH?N?HK?3.5 銷軸與襯套（1）銷軸的設計由于銷軸與襯套的配合間隙較小，故以剪應力強度作為銷軸的基本尺寸的設計，抗壓強度與抗彎強度用于校核用。由 有：][2?????dFt][tr在設計計算時，應以所有工況中銷軸所受到的剪應力最大值對銷軸進行設計。在本設計中，銷軸所選用的材料為 40CrMnMo，其耐磨，在熱處理后有著良好的綜合機械性能。由于銷軸在重載的較惡劣工況中工作，故選擇 。代入式 6-1 有：MPa10][??動臂各銷軸的尺寸： 。， mdmd8904321?斗桿各銷軸的尺寸： 782，（2）銷軸用螺栓的設計：螺栓選用的直徑由銷軸的直徑不同分別選擇 兩種系列的螺栓[5]。160M、（3）襯套的設計：為使襯套耐磨、減震與潤滑性能好，選擇襯套的材料為銅基合金襯套的厚度選擇為 5mm，與銷軸和圓筒分別采用間隙和過盈配合，如圖 3-9。則各銷軸的尺寸為：需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763233-9 襯套動臂各襯套的尺寸： 。， mdmd9010432??斗桿各襯套的尺寸： 892，需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976324第四章 工作機構校核計算4.1 斗桿校核計算挖掘裝置的斗桿（尤以標準和加長斗桿）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可能產(chǎn)生的最大彎矩來確定。根據(jù)斗桿工作情況的手試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用轉斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定：按反鏟裝置作用力分析的電算結果選定。近似計算時，一般取以下兩個位置：計算位置 I（圖 4－1） ，條件為：1）動臂位于最低（動臂液壓缸全縮） ；2）斗桿液壓缸作用力臂最大（斗桿液壓缸與斗桿尾部夾角為 90°） ；3）斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上；4）側齒遇障礙作用有橫向力 。kW這時，工作機構上的作用力有工作機構各部分的重量（鏟斗重 ，斗桿重 和dGg動臂重 ） ，作用于斗側齒上的挖掘阻力（包括切向力為 ，法向分力 和側向力bG1W2） 。kW鏟斗挖掘時，鏟斗液壓缸工作力 所能克服的切向阻力 可取鏟斗為隔離體，按dP1對鉸點的 力矩平衡方程 ＝0 求得c?cM需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976325)··(1267rGrPlWdd??式中： —由圖 4－1 畫圖得， ＝0.766m；dl d—由圖 4－1 畫圖得， ＝0.3m；5r5r圖 4-1 斗桿計算位置 I—由圖 4－1 畫圖得， ＝0.423m；6r6r—由圖 4－1 畫圖得， ＝0.268m；7 7—由圖 4－1 畫圖得， ＝0.142m；2r2r把 、 、 、 代入式 5－1 得：dl56r7 ）－ 0.142860.4237.68(.0???W求得： ＝41.718kN1法向阻力 決定于動臂液壓缸的閉鎖力 ，可取工作機構為隔離體，按對動2?BP需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976326臂底部鉸點 的力矩平衡方程 ＝0 求得：A?AM?????????01A12 ·)G·· rWrPWdgbB（＋式中： —動臂液壓缸的閉鎖力， ＝286kN；?BP?—工作機構各部分重量對 點的力矩之和，相應的力臂)G·(dgbAM值由圖 4－1 確定為：—由圖 4－1 畫圖得， ＝1.36m；brbr—由圖 4－1 畫圖得， ＝1.99m；g g—由圖 4－1 畫圖得， ＝1.1m；drdr—由圖 4－1 畫圖得， ＝0.325m；BB—由圖 4－1 畫圖得， ＝3.16m；1r1r—由圖 4－1 畫圖得， ＝2.05m；0 0把 、 、 、 、 、 代入式 5－2 得：brgdBr=4.15kN? ?2.0541.780.8619.7362.0.352861.2 ???? －＋＋＋W取斗桿（帶斗）為隔離體，列出對鉸點 力矩平衡方程 ＝0，可求得斗桿B?BM液壓缸作用力（被動狀態(tài)） 。一般情況下，此力 與其閉鎖力值（按該液壓缸閉鎖壓?gP力決定）相近。 ??3421)(rGlWlPgdbg ???式中： —由 CAD 做圖得， =0.46m；bl—由 CAD 做圖得， =1.56m；2 2l—由 CAD 做圖得， =0.766m；dl d—由 CAD 做圖得， =1.39m；4r4r—由 CAD 做圖得， =0.49m；3 3需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 130413976327把 、