畢業(yè)設計（論文）反鏟式單斗液壓挖掘機工作裝置設計

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1、 摘要 挖掘機在國民經(jīng)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(nóng)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

2、型挖掘機的設計已經(jīng)趨于成熟。而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，鞏固所學的知識和提高設計能力。 目錄 摘要... 1 引言... ..3 第一章 總體方案設計 4 1.1 工作裝置構成 4 1.2動壁及斗桿的結構形式 6 1.3動壁油缸與鏟斗油缸的布置 6 1.4鏟斗與鏟斗油缸的鏈接方式 7 1.5鏟斗的結構選擇 8 1.6原始幾何參數(shù)的確定 9 第二章 工作裝置運動學分析 10 2.1

3、 動壁運動分析 10 2.2 斗桿運動的分析 12 2.3 鏟斗的運動分析 13 第三章 工作裝置結構設計 18 3.1 斗桿的結構設計 19 3.2 動壁的結構設計 21 3.3 結構計算 22 參考文獻 25 致謝... 26 引言 當前，國際上挖掘機的生產(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(jīng)形成了挖掘機的系列化生產(chǎn)，近年來還開發(fā)了許多新產(chǎn)品，引進了國外的一些先進的生產(chǎn)率較高的挖掘機型號[1]。 由于使用性能、技術指標和經(jīng)濟指標上的優(yōu)越，世界

4、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

5、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(chǎn)效率。 （9）人機工程學在設計中的充分利用。 第一章 總體方案設計 1.1 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1-1 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，

6、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)[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機液壓系

7、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，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。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[3]。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。 1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸 圖1-2 工作裝置結構簡化圖 挖掘機的工作裝置經(jīng)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

8、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[2]。 1.2 動臂及斗桿的結構形式 動臂采用整體式彎動臂，這種結構形式在中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[3]，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。 1.3 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[3]，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。

9、油缸活塞桿端部與動臂的鉸點設在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結構強度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側各裝一只，這樣的雙動臂在結構上起到加強筋的作用，以彌補前面的不足。具體結構如圖1-3所示。 2 1 1-動臂； 2=動臂油缸 圖1-3 動臂油缸鉸接示意圖 1. 4 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1-4所示

10、。 2 3 3 1-斗桿； 2-連桿機構； 3-鏟斗 圖1-4 鏟斗連接布置示意圖 1.5 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，其應滿足以下的要求[1]： （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，選用中型挖掘機常用的鏟斗結構，基本結構如圖1-5所示。 圖1-5 鏟斗 斗齒的安裝連接

11、采用橡膠卡銷式，結構示意圖如1-6所示。 1-卡銷 ；2 –橡膠卡銷；3 –齒座； 4–斗齒 圖1-6卡銷式斗齒結構示意圖 1.6 原始幾何參數(shù)的確定 （1）動臂與斗桿的長度比K1 由于所設計的挖機適用性較強，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，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。 （2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇 斗容在任務書中已經(jīng)給出：q =0.9 m3 按經(jīng)驗公式和比擬法初選：l3=1550mm （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=140m

12、m，活塞桿的直徑d1=90mm。斗桿油缸的內徑D2=140mm，活塞桿的直徑d2=90mm。鏟斗油缸的內徑D3=110mm，活塞桿的直徑d3=80mm。又由經(jīng)驗公式和其它機型的參考初選動臂油缸行程L1=1000mm，斗桿油缸行程L2=1450mm，鏟斗油缸行程L3=1250mm。并按經(jīng)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=31.4MPa，閉鎖壓力Pg=34.3MPa。 第二章 工作裝置運動學分析 2.1 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； A：動臂油缸的下鉸點；B：動臂油缸的

13、上鉸點；C：動臂的下鉸點. 圖2-1 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： L12 = l72+l52-2COSθ1l7l5 θ1 = COS-1[（l72+l52- L12）/2l7l5] 在三角形BCF中： L222 = l72+l12-2COSα20l7l1 α20 =

14、 COS-1[（l72+ l12- L222）/2l7l1] 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+l1cosα21 YF = l30+l1Sinα21 C點的坐標為 XC = XA+l5COSα11 = l30 YC = YA+l5Sinα11 動臂油缸的力臂e1

15、 e1 = l5Sin∠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/δ 2.2 斗桿的運動分析 如下圖3-2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2-2 斗桿機構擺角計

16、算簡圖 在三角形DEF中 L22 = l82+ l92-2COSθ2l8l9 θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2l8l9] 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） 2. 3 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3-5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

17、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]。 （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）/2l15l14] α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2L3l14] α32 = ∠HNG = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 在三角形HNQ中 L272 = l132 + l212 + 2COSα23l13l21 ∠NHQ = CO

18、S-1[（l212+l142- L272）/2l21l14] 在三角形QHK中 α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2l29l27] 在四邊形KHQN中 ∠NHK=∠NHQ+∠QHK 鏟斗油缸對N點的作用力臂r1 r1 = l13Sinα32 連桿HK對N點的作用力臂r2 r2 = l13Sin ∠NHK 而由r3 = l24，r4 = l3 有[3] 連桿機構的總傳動比 i = （r1r3）/（r2r4） 顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L2的函數(shù)，用L2min代入可得初傳動比i0，L2max代入可得終傳動比iz。 （2）

19、 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 α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2l21l2] 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2-3 鏟斗連桿機構傳動比計算簡圖 （3） 斗齒尖運動分析 見圖3

20、-4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 - 2COS∠DCFl1l6 l62 = l82 + l12 - 2COSα3l1l8 α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2l1l8 在三角形DEF中 L22 = l82 + l92 - 2COSθ2l8l9 圖2-4 齒尖坐標方程推導簡圖1

21、 則可以得斗桿瞬間轉角θ2 θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2l8l9] α4、α6在設計中確定。 由三角形CFN知： l28 = Sqr（l162 + l12 - 2COSα32l16l1） 由三角形CFQ知： l23 = Sqr（l22 + l12 - 2COSα32l2l1） 由Q點知： α35= ∠CQV= 2π–α33-α24-α10在三角形CFQ中： l12 = l232 + l32 - 2COSα33l23l3 α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2l23l3] 在三角形NHQ中： l132 = l272 +

22、l212 - 2COSα24l27l21 α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2l27l21] 在三角形HKQ中： l292 = l272 + l242 - 2COSα26l27l24 α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2l27l24] 在四邊形HNQK： ∠NQH =α24 +α26 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 第三章 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

23、，要確定這些結構件的結構尺寸，必須要對其結構進行受力分析。要進行受力分析，首先要確定結構件最不利的工況，并找到在該工況下的最危險截面，以作為受力分析的依據(jù)。但結構件不利的工況和在該工況下的危險截面往往不止一個，這需要分別計算出 尺寸再綜合考慮，取其中的最大值作為最后的確定尺寸。 3.1斗桿的結構設計 3.1.1 斗桿的受力分析受力分析和以往的實驗表明，在鏟斗進行挖掘時，產(chǎn)生最大彎矩的工況可能有以下兩個： 第一工況位置，其滿足以下條件： （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

24、齒挖掘時受到橫向力Wk的作用 第二工況位置，該工況滿足以下條件： （1） （2） 動臂位于動臂油缸對鉸點A的最大作用力臂e1max處。 （3） 斗桿油缸的力臂最大。 （4） 鏟斗齒尖位于F、Q兩鉸點的連線上或鏟斗位于最大挖掘力位置。 （5） 挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力 Wk的作用。+ 3.1.2 結構尺寸的計算 由前面的受力分析知，在第二工況下所受到的彎矩和內力均要比第一工況中要小，故用第一工況進行計算，而用第二截面校核。 由圖5-9、圖5-10、圖5-11知在通過F點且與斗桿下底板垂直的截面所受到的應力最大，是危險截面。故首先要對該截面進行計算，然后以此為基礎再求解其

25、它尺寸。 3.1.2.1 斗桿寬度、鋼板厚度、許用應力的選取 由經(jīng)驗統(tǒng)計和其它同斗容機型的測繪，處取斗桿的寬度。 挖掘機所用鋼板的厚度在我國一般為，初選底板厚度如圖3-1所示。 斗桿主要受到彎矩的作用，故要找出斗桿中的最大彎矩進行設計計算。根據(jù) 12為斗桿側板的厚度； 14為斗桿底板和頂板的厚度；275為底板的寬度 圖3-1 在挖掘機中選用的結構鋼材一般為16Mn，其有足夠大的屈服極限和良好的機械性能。其屈服極限。在斗桿中取安全系數(shù)，則斗桿的許用安全應力為： 3.2動臂結構設計 同斗桿的受力分析及結構計算一樣，在動臂的計算 。首先還是要分析計算動臂可

26、能出現(xiàn)應力的工況，并找出在該工況下的危險截面，并計算出其尺寸。以此為基礎，就可以計算出動臂上的其他尺寸。 3.2.1第一工況位置 在這工況下可能在動臂上出現(xiàn)最大載荷，其應滿足以下條件： （1） 動臂油缸全縮。 （2） F、Q、V在同一條直線上，其連線與X軸垂直。 （3） 鏟斗挖掘時斗邊點遇到障礙。 該工況也就是最大挖掘深度工況，具體工作裝置簡圖如5-16所示。 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3-2

27、 第一工況位置工作裝置簡圖 3.2.2 第二工況位置： 在此工況下，動臂所受到的應力也可能最大，其滿足以下條件： （1） 動臂油缸的作用力臂最大 （2） 斗桿的作用力臂最大 （3） 鏟斗進行正常挖掘，鏟斗位于最大挖掘力位置。 此時的工作裝置的簡圖如圖5-18所示：， 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3-3 第二工況位置下工作裝置簡圖 3.3 結構計算： 由以上兩工況的內力圖分析和比較知，應用第Ⅱ工

28、況作為設計，而用第Ⅰ工況作為校核。 由內力彎矩圖分析知在動臂拐點處所受到的應力可能最大，是危險截面。因此我們首先要選擇該截面進行計算，然后再以此為基礎，就可以用作圖法或計算得到動臂的其它結構尺寸。 幾個主要參數(shù)的預選： 由現(xiàn)場測繪和經(jīng)驗統(tǒng)計，初步選擇： 動臂底板的寬度： 底板的厚度： 由于上動臂所受的載荷較大，故取上動臂側板的厚度，而下動臂所受的載荷相對要小，故選擇下動臂的側板的厚度為。： 動臂鋼板所選的材料為挖掘機中所普遍采用的低合金結構鋼16Mn，其屈服極限，并初選安全系數(shù) 則許用應力： 應力的計算與危險截面尺寸的求?。? 危險截面所圍成的面積： 危險截面所

29、圍成的有效面積： 則上動臂的有效面積： 下動臂的有效面積： 上動臂危險截面對Y軸的慣性矩 下動臂危險截面對Y軸的慣性矩 上動臂危險截面對Z軸的慣性矩 同理下動臂危險截面對Z軸的慣性矩 上動臂危險截面中 拉伸軸向力所產(chǎn)生的正應力： 彎曲所產(chǎn)生的正應力： 由應力的合成有： 解之： 得到危險截面的尺寸后，利用作圖法結合前面計算出來的尺. 參考文獻 [1] 同濟大學，太原重型機械學院.單斗液壓挖掘機[M].北京：中國建筑工業(yè)出版社，1980：40-86，264-274. [2] 金海薇. 液壓挖掘機反鏟工作裝置CAD/CAM研究[D].

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31、，357-640 致謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導老師劉守法老師的熱情關懷和悉心指導。在我撰寫論文的過程中，劉老師傾注了大量的心血和汗水，無論是在論文的選題、構思和資料的收集方面，還是在論文的研究方法以及成文定稿方面，我都得到了老師悉心細致的教誨和無私的幫助，特別是他廣博的學識、深厚的學術素養(yǎng)、嚴謹?shù)闹螌W精神和一絲不茍的工作作風使我終生受益，在此表示真誠地感謝和深深的謝意。 在論文的寫作過程中，也得到了許多同學的寶貴建議，同時還到許多在工作過程中許多同事的支持和幫助，在此一并致以誠摯的謝意。 感謝所有關心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位專家表示衷心地感謝！ 27