正铲液压挖掘机工装课程设计说明书解读

课程设计说明书4０ｔ履带式液压挖掘机正铲工作装置设计
姓名
学院（系）机械工程学院
专业机械设计制造及其自动化
年级
指导教师
年月日
课程设计任务书
学院（直属系）：机械工程学院时间：年月日学生姓名指导教师设计（论文）题目40t履带式液压挖掘机正铲工作装置设计
主要研究内容1）工作装置结构方案设计；
2）确定工作装置铰接点几何位置参数使其满足主要工作尺寸；
3）工作装置运动分析；
4）绘制挖掘包络图并标出主要工作姿态和动臂、斗杆、铲斗的转角范围；5）确定工作油缸主参数及闭锁压力；
6）计算典型工况的整机理论最大挖掘力和并对工作装置进行受力分析。

研究方法
采用比拟法求解各构件参数，静力学原理和机构几何学原理，对挖掘工作装置进行运动分析、受力分析。

主要技术指标(或研究目标)
整机重量：40t；反铲斗容量2.2m3；要求实现最大挖掘高度8700mm，最大挖掘深度3410mm，最大挖掘半径8500mm，最大卸载高度5400mm。

对工作装置的参数和几何构进行研究；对液压缸闭锁力进行验算，采用合适的方法调整使其达到要求；主要工作尺寸误差不得大于3%。

说明书1.5万字以上，包络图1张A3。

教
研室意见同意
教研室主任（专业负责人）签字：
年月日
说明：一式两份，一份装订入学生毕业设计（论文）内，一份交学院（直属系）。

目录
摘要 (Ⅰ)
Abstract (Ⅱ)
第一章工作装置设计原则 (4)
第二章正铲工作装置结构方案设计 (6)
第三章液压挖掘机正铲工作装置机构运动分析 (9)
3.1 动臂运动分析 (9)
3.2斗杆运动分析 (10)
3.3斗齿尖的几种特殊工作装置的计算 (12)
第四章工作装置各部分基本尺寸计算确定 (16)
4.1动臂与平台铰点位置C的确定 (16)
4.2动壁与斗杆长度的确定 (16)
4.3机构转角范围的确定 (19)
4.4动臂油缸的铰点及行程确定 (25)
4.5 斗杆油缸的铰点及行程确定 (29)
4.6 铲斗油缸的铰点及行程确定 (33)
第五章工作油缸主要参数的确定 (35)
5.1 工作油缸的参数确定 (35)
5.2闭锁力的计算 (35)
第六章整机理论挖掘力的确定 (40)
第七章工作装置受力分析 (43)
7.1斗杆的受力分析 (43)
7.2动臂的受力分析 (44)
参考文献 (47)
总结 (48)
摘要
履带式液压挖掘机在工程建设项目的土石方挖掘中起到了关键性的作用，是一种应用广泛的多功能的建设施工机械。

该设计目的是让学生对挖掘机工作装置的工作原理、元件的选型方法、设计方法有更具体的理解，熟悉设计的流程，培养理论结实际的工程设计思维。

本次课程设计题目是40吨履带式液压挖掘机正铲工作装置。

主要方法是应用比拟法和解析法，对工作装置机构的几何参数和各铰点位置进行初选，然后对动臂缸在典型工况下的举升力、液压缸闭锁力进行验算，对铲斗缸和斗杆缸及相应的整机的理论挖掘力进行了计算；对动臂，斗杆，铲斗连杆进行受力分析，了解其受力情况。

在设计中应注意工作装置设计原则，在各部件满足要求的条件下实现3.41米最大挖掘深度，8.7米最大挖掘半径，5.35米最大卸载高度，实现挖掘的功能。

在满足工作范围的和挖掘动力的前提下，绘制了挖掘包络图。

作为工程机械的学生，认真完成好课程设计，有助于对专业课程的理论知识的总结和理解，并锻炼学生对工程实际复杂问题的观察、分析和判断能力。

关键字：履带式液压挖掘机；正铲工作装置；设计；运动分析
Abstract
crawler type hydraulic shovel in the engineering construction projects in the mining conditions play a key role, is a kind of widely used in the construction of the multi-functional construction machinery. The design purpose is to let the student to the excavator working device's working principle, component selection methods, design methods have more specific understanding, familiar with the process of design, training theory and the actual engineering design thinking.
The curriculum design topic is forty tons of hydraulic crawler excavator is shovel work unit. The main method is the application of analogy method and the analytic method, the work gear mechanism of geometric parameters and the hinge point to carry on the primary election, then the movable arm cylinder in the typical working conditions of the lifting force, hydraulic cylinder locking force calculation, the bucket cylinder and arm cylinder and the corresponding machine theory digging force are calculated; To whip, arm, bucket rod for force analysis, understand their stress situation.
In the design should be paid attention to in the design of the device working principle, in every parts meet the requirements under the condition of 3.41 meters to realize maximum digging depth, 8.5 meters maximum digging radius, 5.35 meters height, the largest discharge to realize the function of mining.
To satisfy the scope of work and mining under the premise of power, draw the mining envelope diagram. As a mechanical engineering students, carefully finish course design, to the professional curriculum theory knowledge summary and understanding, and to strengthen students' engineering practice complicated problem of observation, analysis, and judgment.
Key words: hydraulic crawler excavator; Is shovel work device; Design; Motion analysis
II
第一章工作装置设计原则
设计合理工作装置应满足以下要求：
1.主要工作尺寸及工作范围满足使用要求。

在设计正铲装置时要考虑与同类
型机器相比的先进性，考虑国家标准的规定，并注意到运动参数受机构碰撞限制等的可能性。

2.整机挖掘力的大小及其分布情况应满足使用要求，并且有一定的先进性。

3.功率利用尽可能好，理论工作循环时间尽可能短。

4.定铰点布置结构形式和截面尺寸形状是尽可能使受力状态有利，在保证强
度，刚度和连结刚性的条件下尽量减轻结构自重。

5.作业条件复杂，使用情况多变时应考虑工作装置的通用性，采用变铰点结
构或配套机构时，要注意分清主次。

要满足使用要求的前提下，力求替换构件种类少，结构简单，换装方便。

6.运输或停放时，工作装置应有合理的姿态，使运输尺寸小，行驶稳定性好，
保证安全可靠，并尽可能使液压缸卸载或减载。

7.工作装置液压缸应考虑三化：采用系列参数，尽可能减少液压缸零件种类，
尤其是易损件。

8.工作装置结构形式和布置要便于装卸和维修，尤其应便于易损件的更换。

9.要采取合理措施来满足特殊使用要求。

第一章正铲工作装置结构方案设计
液压正铲挖掘机由工作装置，上部转台和行走装置三大部分组成。

其中上部转台包括动力装置、传动机构的主要部分、回转机构、辅助设备和驾驶室；工作装置由动臂、斗杆、铲斗及动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸组成，挖掘作业时，操纵动臂油缸使动臂下降至铲斗接触挖掘面，然后操纵斗杆油缸和铲斗油缸，使斗进行挖掘和装载工作。

铲斗装满后，操纵动臂油缸，使铲斗升高离开挖掘面，在回转马达的驱动下，使铲斗回转到卸载地点，然后操纵斗杆和铲斗油缸使铲斗转动至合适位置，再回缩开斗油缸转动铲斗，使斗前、斗后分开卸载物料。

卸载后，开斗油缸伸长使斗前、斗后闭合，将工作装置转到挖掘地点进行第二次循环挖掘工作。

转移工作场地时，操纵行走马达，驱动行走机构完成移动工作。

图 2.1 液压正铲挖掘机的基本组成
在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。

上述过程仅为一般的理想过程。

正铲工作装置的工作原理，是动臂、斗杆、铲斗通过铰接的方式联系在一起，由动臂缸、斗杆缸和铲斗缸的伸长和缩短以驱动整个工作装置上的各点在平面坐标系内移动（尤其是铲斗），以期达到工作时的使用要求。

正铲工作装置总体方案的选择主要依据设计任务书规定的使用要求，据以决
定工作装置是通用或是专用的。

以正铲为主的通用装置应保证正铲使用要求，并照顾到其他装置的性能。

专用装置应根据作业条件决定结构方案，在满足主要作业条件要求的同时照顾其它条件的性能。

2.1 总体方案的设计
图 2.2 液压正铲挖掘机工作装置
正铲工作装置的构造：正铲工作装置由动臂、斗杆、铲斗、工作液压缸和连杆机构等组成。

动臂是焊接的箱形结构，由高强度钢板焊成，也有的是铸造的混合结构，和反铲工作装置相比，正铲动臂较短且是单节的。

动臂下端和转台铰接，动臂油缸一般为双缸，在布置上动臂的下铰点高于动臂油缸的下铰点且靠后。

这种布置方案能保证动臂具有一定的上倾角和下倾角，以满足挖掘和卸载的需要，同时也保证动臂机构具有必要的提升力矩和闭锁力矩。

斗杆也是焊接箱形结构或铸造混合结构。

斗杆的一端与动臂的上端铰接，斗杆油缸的两端分别与动臂和斗杆的下缘铰接，形成了斗杆机构。

由于正铲常以斗杆挖掘为主，这样的结构布置适合于向前推压，液压缸大腔进油可以发挥较大的挖掘力。

正铲斗铰接在斗杆的端部，铲斗油缸的两端分别与斗杆中部和连杆装置连接，形成转斗机构，一般为六连杆机构。

有时铲斗缸的活塞杆直接和铲斗铰接形成四连杆机构。

挖掘机正铲的铲斗根据结构和卸土方式可分为前卸式和底卸式两大类。

前卸式铲斗卸土时直接靠铲斗油缸使斗翻转，土镶从斗的前方卸出。

这种构造简单，斗体是整体结构，刚度和强度都比较好，并且不需要另设卸土油缸，但是为了能将土卸尽，要求卸土时前壁与水平夹角大于45度,因而要求铲斗的转角加大，结果导致所需的铲斗油缸功率增加，或者造成转斗挖掘力下降或卸土时间延长。

此外，前卸式铲斗还影响有效卸载高度。

底卸式铲斗靠打开斗底卸土。

所示的铲斗是靠专门的油缸起闭斗底。

挖掘时斗底关闭，卸土时斗底打开，土城从底部卸出。

这类结构的卸土性能较好，要求铲斗的转角也小，但必须增设卸土油缸，此外，斗底打开后也影响到有效卸载高度。

这类开斗方式现在已少用，目前挖掘机上采用较多的是另一种底卸式铲斗，铲斗由两半组成，靠上部的铰连接。

卸土油缸装在斗的后壁中。

油缸收缩时通过杠杆系统使斗前壁(顺板)向上翘起，将土壤从底部卸出。

用这种方式卸载，卸载高度大，卸载时间较短，装车时铲斗得以更靠近车休并且还可以有控制地打开额板，使土或石块比较缓慢地卸出，因而减少了对车辆的撞击，延长了车辆的使用寿命。

另外这种斗还能用于挑选石块，很受欢迎，但铲斗的重量加大较多，因而在工作装置尺寸、整机稳定性相同的情况下斗容量有所减少，并且由于斗由两部分组成，受力情况较差。

采用底卸式铲斗结构，铲斗的转角可以减小，因而有些挖掘机已取消了铲斗油缸的连杆装置，铲斗油缸直接与斗体相连接，简化了结构，并在一定程度上加大了转斗挖掘力,此处选择低卸式。

当挖掘机挖掘比较松软的对象、或用于装载散粒物料时，正铲斗可以换成装载斗，在整机重量基本不变的情况下，这种斗的容量可以大大增加，因而提高了生产率。

2.1.1 正铲工作装置结构选择
1、动臂及动臂缸的布置
确定用组合式或整体式动臂，以及组合式动臂的组合方式，整体式动臂的形状，确定液压缸的布置为悬挂式或为下置式。

(此处选择整体式弯动臂，液压缸下置式)。

2、斗杆和斗杆的布置。

确定整体式或组合式斗杆，以及组合式动臂的组合方式或整体式斗杆是否采用变节点调节。

（此处采用整体式，非变节点调节）。

3、确定动臂与斗杆的长度比，特性参数211l l K =1.3。

4、确定铲斗的种类、斗容量及主要参数，并考虑铲斗连杆机构传动比是否需要调节。

此处采用标准铲斗，斗容为2.2m 3，六连杆共点机构。

5、根据液压系统工作压力、工厂制造条件和三化的要求等确定各液压缸的缸数、缸径、全伸长与全缩长之比λ。

第三章 液压正铲挖掘机工作装置机构运动学分析
3.1动臂运动分析
动臂CF 的位置由动臂油缸AB 的长度1L 决定。

1L 和动臂水平倾角1θ之间的关系可用下式表示
2221575121127cos()L l l l l a a θ=+-+- （3-1）
222751121175
cos()2l l L a a l l θ+-=+- （3-2） 从上式看出，a 11-a 2对1θ的影响很大，当动臂和油缸的参数不变时，a 11-a 2愈大动臂提升高度愈小。

设动臂油缸全缩时动臂倾角为min 1θ；动臂油缸全伸时动臂倾角为max 1θ，那么在动臂油缸由全缩到全伸，动臂总的转角为：
min 1max 11θθϕ-= （3-3）
为了便于运算和比较，仍用无因次比例系数σρλ、、表示，即
min 1max 1L L =λ；5
min 1l L =ρ；57l l =σ (3-4) 代入式(2—2)可以得到动臂油缸全缩和全伸时相应的动臂倾角值
112221
min 21cos a a -+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-σρσθ （3-5） 1122221
max 21cos a a -+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-σρλσθ （3-6）
而动臂总转角为
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=--σρσσρλσϕ21cos 21cos 2212221
1 （3-7） 动臂油缸伸缩时对C 点的力臂也在不断变化
1175sin e L l l BCA =∠
222757511175
sin(arccos )2l l l l L e L l l += (3-8) 此时5max 1l e =，而相应的油缸长度1L '为：
'22175L l l =-
此时的动臂倾角为
1127
5arccos a a l l -+='θ 若用动臂油缸相对力臂（即)max 11
e e 来表示油缸长为1L 时的力臂，则
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-+=5721252717max 11
2arccos sin l l L l l L l e e （3-9） 综上所述，动臂倾角1θ、力臂1e 和max 11
e e 都是1L 的参数。

3.2斗杆运动分析
斗杆FQ 的位置由动臂CF 和斗杆油缸DE 的长度2L 所决定。

但是动臂的位置随动臂油缸的伸缩而变化，为了便于分析斗杆油缸对头杆位置的影响，假定动臂
不动，那么斗杆铰点F 以及斗杆油缸在动臂上的铰点D 就可以看作为固定基座。

2L 与斗杆、动臂夹角2θ之间的关系为
2
22289892432cos()L l l l l a a θ=+-+- （3-10）
222
89224389
cos()2l l L a a l l θ+-=-+ （3-11） 设斗杆油缸全缩时动臂与头杆的夹角为m in 2θ，全伸时为max 2θ，那么当油缸由全缩到全伸时斗杆总的转角为
min 2max 22θθϕ-= （3-12）
斗杆油缸的作用力臂2e 也是可变值。

2289sin e L l l DFE =∠
222
898922289
sin(arccos )2l l l l L e L l l +-= （3-13） 当EF ⊥DE 时2e 有最大值，即92l e =，这时相应的油缸长度2
L '为 29282l l L -='
相应的斗杆转角为
43892
arccos a a l l -+='θ （3-14） 用斗杆油缸相对力臂值（即max 22
e e ）来表示2L 时的力臂，则
22288922
2max 289
sin(arccos )2l l l L e e L l l +-= （3-15） 3.3 斗齿尖的几种特殊工作位置的计算
图 3.1正铲挖掘机作业范围
上图为正铲挖掘机作业范围图，以下为几种特殊工作位置的分析与计算。

对由反铲挖掘机改装的正铲来说，动臂铰座往往就沿用反铲动臂的铰座。

一般，铰座都在转台中心的前方(C X >0)，近来大型正铲的铰座却有向后移(靠近回转中心线)的趋势。

设计时，C Y 、C X 可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L 为基本长度。

履带轴距L
L=33q =3300mm （3-16）
式中：q 为斗容量，3m
根据根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐以履带轴距L 为基本长度,可以根据公式求出平台上的C 点坐标：
Xc=0.05~0.2L （） 取 Xc =660mm
Yc=0.55~0.7L （） 取Y C = 1980mm
那C 点坐标为（660，1980）
（1）最大挖掘半径(图3.2)
这时C 、Q 、V 在同一条水平线上，而且斗杆油缸全伸，即max 22θθ=；
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛==m a x 2m a x
442251sin arcsin θθl l a ；283a +=πθ （3-17） 最大挖掘半径为
C X l l R ++=3m a x 44max = 9031.3mm
最大挖掘半径处的挖掘高度相应为
C R Y H ==1980mm
图 3.2 最大挖掘半径
（2）最大挖掘高度(图3.3)
最大挖掘高度为：
()C Y l a l H ++-=326max 1max 44max 2sin θ =8700mm 最大挖掘高度时的挖掘半径
()26max 1max 442cos a l X R C H -⋅+=θ = 4160mm
图3.3 最大挖掘高度
（3）最大挖掘深度(图3.4)
这时动臂油缸全缩，斗杆FQ 及QV 垂直向下，即m in 11θθ==8.9-︒ ，min 122θπ
θ-==98.9︒，πθ=3。

最大挖掘深度为
32m i n 11m a x 2s i n l l l Y H C --++θ=3403.3mm
最大挖掘深度时的挖掘半径为min 111cos θl X R C H = = 2550mm
图3.4 最大挖掘深度
（4）停机平面上的最大挖掘半径(图3.5)
图 3.5停机平面上的最大挖掘半径
这是指斗齿靠在地面上、斗杆全部伸出而斗底平面与停机平面平行的工况。

此时QV 线与地面交成ζ角(ζ角是一个重要的铲斗参数，设计中应认真确定)，根据这种定义可知
=2θmax 2θ= 122.16︒；a a -=261θ =13.56︒，
其中
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛-=max 443sin arcsin l
l Y a C ζ
= 11.625︒ 1max 232θθζπθ---= = 199.28︒
这时停机平面上的最大挖掘半径为
ζcos cos 3max 44max l a l X R C O ++= =8794.2mm
第四章 工作装置各部分基本尺寸计算确定
现从动臂与转台铰点A 出发，借助各相关转角θ 1、θ2和θ 3，建立各关键点B 、C 、D ……V 的位置模型，得到各关键点的坐标，从而为下一步的分析提供依据。

以地面为横坐标，以回转中心线为纵坐标，建立直角坐标系XOY 。

4.1动臂及斗杆长度的确定
321l l l 、、也可用类比法确定或根据经验统计公式初步选取，在此基础上推荐
以履带轴距L 为基本长度 表4.1
计算参数 经验公式
计算结果
最终值
动臂长度1l 1(1.0~1.3)l L = 3300~4300mm 3900mm 斗杆长度2l 2(0.8~1.0)l L =
2640~3300mm
2970mm 转斗长度3l
3(0.45~0.65)l L = 1480~2145mm
1810mm
4.3 机构转角范围确定
在动臂长度1l 、斗杆长度2l 、转斗半径3l 及动臂油缸与平台铰点C 初步确定之后，根据挖掘机工作尺寸的要求利用解析法求各机构转角范围，其中包括动臂机构转角、斗杆机构转角、铲斗机构转角范围[6]。

(1) 斗杆转角max 2θ和m in 2θ的确定
max 2θ可根据最大挖掘半径max R 确定。

最大转角max 2θ应当不小于
⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡---+≥2123max 2
221max 22)(arccos l l X l R l l C θ (4-1)
max 2θ根据停机平面上最小挖掘半径max O R 确定。

所谓停机平面上的最小挖掘
半径依不同工作情况而异，有的是指铲斗最靠近机体(斗杆油缸全缩)、斗齿尖处于停机平面而斗底平行于地面，在这种状态下开始挖掘时的挖掘半径。

2max R 可由经验公式确定：
32max (2.3~2.7)8.5843~12.0778R m ==
取2max 9031R =mm
整理得
⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡---+≥2123max 2
221max 22)(arccos l l X l R l l C θ=122.16° 44max 6100L mm =
图 4.1停机平面上的最小挖掘半径
这时斗杆和动臂间的夹角为最小(m in 2θ)，铲斗与地面相交成ζ角，而斗齿尖V 到回转中心的距离为min O R 。

从几何推导可知
2
22max 44)()(C Q Q C X X Y Y l -+-= (4-2)
式中Q X 、Q Y ——Q 点的横坐标和纵坐标，且
Q X =ζcos 3min l R O -；ζsin 3l Y Q = (4-3)
22244min 3sin 0min 3 ()(cos )c c l Y l R l X ξξ=-+-- (4-4)
m i n 2212
2212m i n 44cos 2θl l l l l -+= (4-5)
整理后得
⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡⋅⋅-----+≤213min 232
221min
22cos ()sin (arccos l l X l R l Y l l C O C ζζθ (4-6)
min
o R 可根据经验公式计算：
3min (0.6~1.0)402230~3730o R mm ==
取min 3700o R mm =
ς取值范围：20~30ς=︒︒ 取25ς=︒
所以 取θ2min = 14.55︒
L 44min =3500mm
有些挖掘机不要求铲斗水平铲入，而往往以一定的后角1γ开始挖掘，因而最小挖掘半径min O R 可能比前一种小，加大了停机平面上的挖掘范围。

在这种情况下QV 与水平的夹角将增至1γζϕ+=。

根据有的资料介绍，为使铲斗容易切人土壤，开始挖掘时的后角1γ可取为︒45～︒50。

应该注意不论铲斗开始挖掘时的位置如何，必须以不碰撞履带板为原则，因此
∆++⎪⎭
⎫ ⎝⎛+≥ζδcos cos 123min l R L R O （mm ） (4-7)
式中 R —驱动轮半径(mm)；
δ—履带行走装置水平投影的对角线与纵轴问的夹角；
∆—考虑转斗机构连杆装置及余隙在内的间隙，初步设计时可取∆＝
200～400mm 。

(2) 动臂倾角max 1θ和min 1θ的确定
动臂最大倾角max 1θ根据最大挖掘高度max 2H 确定。

⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛--≥max 44max 22max 443max 2max 1sin arcsin arcsin l l l Y l H C
θθ (4-8)
2max
H 可由经验公式计算：
32max (2.4~2.7)408.207~9.23H ==m 取2max H =8700mm
取θ
1max
= 79.7︒
因此先确定max 2θ后，再根据max 2H 可得max 1θ。

动臂最小倾角min 1θ。

根据最大挖掘深度max 1H 确定。

⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛++-≤132max 1min 1arcsin l l l Y H C θ (4-9)
1max
H 可由经验公式计算：
3
1m a x (0.7~1.0)40
2390~3
420H m m == 取 1max 3403H mm = θ1min = -8.9°
（3）铲斗转角max 3θ和min 3θ的确定
转斗机构应满足以下要求：满足工作尺才的要求，即保证所要求的max 2H 、
max 1H 、max R 、min O R 等参数能够实现；挖掘过程中能够调整切削后角，保证工作正常进行，满足挖掘过程结束时的转斗要求及卸载要求。

A.3θ必须满足工作尺寸的要求
1.为满足挖掘高度要求
max 2max 1max 325
θθπθ--≥
5
79.7122.16248.142
π≥-︒-︒=
︒
2.为满足最大挖掘半径要求
max
44max
2128max 3sin arcsin
l l a θππθ+=+≥ = 219.87︒
3.为满足停机平面上最小挖掘半径要求
212
28max 3∠+∠++≥
a π
θ (4-10)
1282min 44min
arcsin(
sin )l a l θ= (4-11)
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛-=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=∠min 448min
44sin arcsin arcsin 1l l Y l
Y Y C Q
C ζ (4-12) ζπ
-=
∠2
2
313max 2min 44min
44min
sin arcsin(
sin )arcsin(
)c Y l l l l ξ
θθπξ-≥++- (4-13)
将1l ，44min l ，3l ，c Y ，ξ代入上式得：
θ
3max
=238.4︒
4.为满足最大挖掘深度要求
min 3θ≤π
B ．3θ必须满足挖掘过程中调整切削后角的要求
挖掘过程中随着铲斗向前运动，斗的切削后角1γ也不断发生改变，为了保证挖掘正常进行，斗底不应与地面发生摩擦，即1γ＞0，为此必须使
2min 31π
≤
a
又
31
29max 3a a ++=πθ
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=312329sin arcsin a l
l a 313123max 3sin arcsin a a l l +⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+=πθ 将式2
31π
ζ≤
+a 代入，整理后得到
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+-≤ζζπθcos arcsin 2
3
23max 3l l ≤271.86︒
图 4.2铲斗运动方向与切削后角
C ．3θ必须满足卸载要求
由于前卸式铲斗和底卸式铲斗的卸载方法不同，因此对转角的要求也不同。

为使卸斗于净，前卸式铲斗在卸土时要求斗底与水平相交成︒45以上的角(见图4.3a)，因此得
⎪⎭
⎫ ⎝⎛+--
--≤ζππ
θθπθ422
5max 2max 1min 3 整理得
ζθθπθ---≤max 2max 1min 34
7
(4-14)
图 4.3 不同卸载方式对3θ的影响
底卸式铲斗卸土时可假定斗的后壁接近于垂直枚态，斗底按近于水平位置(图4.3b)，因此要求
ζπ
θθπθ--
--≤2
2
5m a x 2m a x 1m i n 3 (4-15)
整理得
ζθθπθ---≤max 2max 1min 32
= 128.14︒
D ．3θ必须满足挖掘结束时铲斗后倾的要求
为了使铲斗在挖掘结束时脱离工作面并在提升过程中使斗内物科不致撒落，铲斗必须后倾。

根据装裁机的要求铲斗装满后斗底必须向上倾斜︒≈'40θ～︒45角， 显然这时QV 连线也必然向上翘起θ'角。

θζπθ'+-++≥)(28max 3a a
313max 2min 44min
44min
sin arcsin(
sin )arcsin(
)c Y l l l l ξ
θθπξ-≥++-+θ' (4-16）
取θ3max = 238.4︒
根据以上四大条件可以得；
3max θ= 238︒ 3min θ=128.14︒
图 4.4铲斗后倾示意图
4.4动臂油缸的铰点及行程确定
确定动臂油缸及其铰点位置时首先应满足动臂变幅时力短和转角的要求。

设动臂油缸全缩和全伸时的位置为1AB 和2AB ，则min 11L AB =；max 22L AB =。

再假定铰点B 不在动臂中心线CF 上，且2a FCB =∠(当B 在CF 线下方时2a 为“十”，反之为“一”)。

那么由几何推导可以求出工作时动臂油缸的起始力臂q e 1和终了力臂c e 1的值：
75
11121min 1min
sin()q l l e a a L θ=
-+ (4-17) 75
11121min 1max
sin()o l l e a a L θ=
-+ (4-18)
图 4.5 动臂提升机构计算示意图
设起始力臂和终了力臂的比值为K ，则
()()
max 1211min 121111sin sin θθλ
+-+-==
a a a a e e K o
q (4-19) 或 )s i n ()s i n (m i n 1211max 1211θλ
θ+-=+-a a K
a a （4-20）
展开并整理后得到
⎪⎪⎪⎪
⎭
⎫
⎝⎛--=-max 1min 1min 1max 1211cos cos sin sin arctan θθλθλθK K a a (4-21) 对式(4-20)、(4-21)可作如下分析：
(1)公式表示了λ、K 、11a 、max 1θ、min 1θ诸值之间存在着一定的依赖关系。

当其它数值不变，降低11a 值则K 值下降，因而对上部挖掘有利；当λ、K 不变，降低11a 值会使max 1θ加大而min 1θ减小，对挖高有利。

这些都说明正铲的11a 值应当比反铲的小。

但是如果工作尺寸已定，过多降低11a 值会对下部挖掘不利，甚至在下部挖掘时不能提起满载斗；此外为了保证max 1θ、min 1θ和K ，降低11a 值就必须加大λ值，加大了油缸行程，对油缸的稳定性也有影响。

所以当确定11a 值时必须全面考虑，笼统地给定正铲或反铲的11a 值是不恰当的。

(2)当θ、λ、K 等值固定，11a 与2a 之间也存在一定的关系，即211a a -为常数。

在反铲上由于需要提高地面以下的挖掘性能，2a 值往往都是负值。

因此加大11a 可以减小动臂的弯曲程度，对动臂的结构强度有利。

而正铲动臂一般不采用反铲那样大曲率的弯臂，2a 角主要按油缸在动臂上的铰接方式而定，有时油缸铰在动留下缘的耳板上(动臂截面不致削弱)；有时靠两个钟形座铰于动臂两侧(在双缸方案中常采用)等等，因而2a 角有正有负，但角度一般部不大，因此对11a 的影响也不很大。

综合上述两点，建议在初步设计中先确定动臂结构，初选2a 值，
然后根据工作尺寸的需要，在确定max 1θ、min 1θ基础上按公式求合理的11a 值。

一般情况下正铲的11a 值不大干︒45。

(3)λ值主要应从油缸的稳定性出发选用，建议取λ＝1.6～1.7，取 1.6λ=。

11a =42°
(4)由于正铲主要挖掘地面以上土，终了力臂不能忽视，故K 值可建议在0.90～1.14的范围内选取，此处取k= 1。

设计动臂机构时合理地确定A 、B 、C 三点的位置非常重要。

从1ACB ∆和2
ACB ∆中(图4.5)还能得到如下关系式
1max 1min L L λ= 1m i n 5L L ρ= 7
5L
L σ=
()max 1211572
5272max 1cos 2θ+-⋅⋅-+=a a l l l l L (4-22)
()min 12115725272min 1cos 2θ+-⋅⋅-+=a a l l l l L (4-23)
得
()max 1211222cos 21θσσρλ+--+=a a (4-24)
()min 121122cos 21θσσρ+--+=a a (4-25)
令αθ=+-max 1211a a =120.9，βθ=+-min 1211a a =32.3代人上式，解联立方程后得到
()()()
()
1214cos 2cos 2cos 2cos 22
2
22
22
----+
-=
λλαβλαβλσ
=3.55
βσσρcos 212--= =2.29
因此只要进一步求出7l 、min 1L 、max 1L 中任一值就可以求得其它各参数。

根据经验公式法；35(0.25~0.32)40854.9~1094l mm == l 5 = 1025 mm
L 1min =2050 mm L 7 = 2400 mm L 1 max = 3280mm 行程L ∆= 1230mm
对于正铲来说动臂油缸的主要作用是将满载斗由任何可能挖掘的位置举升到卸载点。

而在最大挖掘半径下举升满载斗时的提升力矩往往接近最大值，此时油缸的作用力臂也接近于最大值max 1e ，且m a x 1e ＝5l 。

另一方面油缸的缸径一般部按照系列选用，并且还要考虑与其它油缸通用等问题，因此缸径没有很多选择的余地。

鉴于以上情况可以在预先确定油缸数目和缸径的前提下初步选择铰点距离AC(5l )。

()η
η⋅⋅⋅∑=⋅=
p d
n G M s M
l i C 4
2
115 (4-26) 式中 M —提升力矩，图4-6，()i G M ∑=C M ，即各部分重量对C 点的力矩和，
其中包括动臂重量1G 、斗杆重量2G 、斗和土壤的重量3G 、连杆装置重量6G 以及油缸重量4G 、5G 等。

初步设计时这些重量和重心位置可根据类比法确定； s —油缸推力， s ＝p d n 4
1
1
π，其中1n 、1d 分别为动臂油缸数目和缸径；
p 是系统的工作压力；
η—油缸和铰点的机械效率，在初步设计时可取η=0.85。

动臂机构还必须按以下两种情况进行校核； 1)动筒在上部或下部极限位置时的举升能力；2)主要挖掘范围内挖掘时动臂油缸能提供的闭锁能力(借助电算结合整机挖掘力分析进行)。

4.5斗杆油缸铰点及行程确定
选择斗杆油缸在动臂和斗杆上的铰点D 和E 并确定斗杆油缸的长度m in 2L 和
max 2L 。

如图4.7所示，假设斗杆油缸全缩和全伸时的长度为1DE 和2DE ，则1DE ＝
min 2L 。

2DE =max 2L ，对F 点的相应力臂为q e 2和o e 2。

也取比例系数
图 4.6 确定提升机构的示意图
图 4.7 斗杆机构计算示意图
min 2max 2L L =
λ；9
min 2l L
=ρ；98l l =σ。